Bombentrichter
Archiv => 3./4. Semester => Belege 3./4. Semester => Topic started by: Tyson on December 02, 2009, 06:35:38 pm
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würden auch einfach zwei sicherungsringe gehen?
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Wie du das machst bleibt dir überlassen, aber ein Wellenabsatz wäre schon elegant :D und auf der anderen Seite dann ne Wellenmutter oder ähnliches...
Aber würde bestimmt auch lustig aussehen, wenn man von beiden Seite ne Mutter drauf macht ;)
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würden auch einfach zwei sicherungsringe gehen?
joah. formschlüssig ist das auch. aber auf jeden fall schauen, dass die wellensicherheit gewährleistet wird. die kerbwirkung von sicherungsringnuten ist mal echt eklig ...
edit: zwei sicherungsringe sind bezüglich formschluss nicht der weisheit letzer schluss. weil aufgrund der einbautoleranzen dort immer ein wenig spiel sein wird (man will die ringe ja noch sicher reinbekommen ...). solche probleme gibts bei wellenabsatz plus mutter natürlich nicht.
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so ist es.
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hi leute , also ich werde aus der skizze nicht ganz schlau , soll links das loslager und rechts das festlager sein ??
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Tach auch,
also ich habe soeben mal den Beleg überflogen: Mag sein das die frage bissl doof ist aber "das Festlager am Innenring von beiden Seiten axial formschüssig auf der Welle gesichert werden. " (aus Aufgabenstellung inkl Rechtschreibfehler) Soll ich das beidseitig festschrauben? oder reicht das wenn ich es an einem Absatz irgendwie drandrücke.
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1,8 klingt, so keine anderen forderungen bestehen, nach einem soliden wert. in der wellenberechnungsnorm wird ja als absolute untergrenze 1,2 angegeben, wobei da die 0,2 nicht als reserve sondern als einschätzung der unsicherheiten des eigentlichen verfahrens zu sehen sind.
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richtig.
noch eine frage: im beleg sind ja keinen besonderen sicherheiten gefordert. in welchem bereich sollten die allgemein liegen? ist eine sicherheit von 1,8 okay?
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mal noch ne verständnisfrage:
''durch kupplung wird antreibsleistung auf welle und reibrad übertragen''
das schema was da gezeichnet ist stellt diese kupplung nicht dar, richtig? ist quasi weiter links
danke und gruß
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Klar!
Das ist deine künstlerische Freiheit. Du musst immer nur mit der Sicherheit hinkommen, aber das ist bei den Belegen im Allgemeinen kein Problem.
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Hey,
ich hab mal ne frage und zwar soll man ja zuerst die Kräfte am Reibrad berechnen, da das ja Grundlage für die weiteren Kräfte ist. Nun weiß ich nicht, wie ich auf die Normalkraft komme, mit der die Reibräder aufeinander drücken. Weil ohne die dreht sich ja garnix. Ich steh da scheinbar auf dem Schlauch. Wäre nett, wenn ihr mir helfen könntet.
Liebe Grüße, Cealum
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Du musst das Torsionsmoment mit dem Betriebsfaktor multiplizieren. Dann teilst du das durch den halben Durchmesser. Das Ergebnis ist die Umfanfgskraft. Die Umfangskraft teilst du abschließend noch durch deine Reibzahl und schon hast du deine Radialkraft (Normalkraft).
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Du musst das Torsionsmoment mit dem Betriebsfaktor multiplizieren. Dann teilst du das durch den halben Durchmesser. Das Ergebnis ist die Umfanfgskraft. Die Umfangskraft teilst du abschließend noch durch deine Reibzahl und schon hast du deine Radialkraft (Normalkraft).
soweit logisch aber da gehst du ja davon aus das das Torsionsmoment wie eine Umfangskraft wirkt -> wir haben also nur die Umfangskraft berechnet die man braucht um das Ding übrehaupt zu drehen bzw das Torsionsmoment aufzubringen. Eigentlich bräuchte man jetzt noch die Kraft die auf die welle draufdrücken soll damit sichs dreht (Die Radialkraft).
Ist da jetzt die Umfangskraft das selbe wie die radiale Kraft. Mein Verstand sagt ja aber die Logik nein :nudelholz: :nudelholz:??
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muss mann dann in den kräfte-, momentenbilanzen die umfangskraft mitberücksichten oder reicht die radialkraft(normalkraft) da zu?
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du musst die umfangskraft(also die reibkraft) auch mit berücksichtigen.
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Die Radialkraft zeigt in Richtung Mittelpunkt des runden Wellenquerschnitts und ruft eine Biegung hervor. Sie ist nicht für die Drehung verantwortlich, das ist tatsächlich die Umfangskraft, hervorgerufen durch den Riemen.
Damit der Riemen nicht abrutscht, muss genug Reibung vorhanden sein, d.h. Anpresskraft des Riemens. Die Anpresskraft soll wahrscheinlich auf dem Scheitelpunkt oben entsprechend der Voraussetzungen berechnet werden (dazugesagt, ich hab mir die Aufgabe noch nicht durchgelesen...). Dort wirkt sie weiterhin senkrecht nach unten, entspricht somit der Radialkraft.
Nötige Umfangskraft ergibt dir eine nötige Reibung am Riemen. Die nötige Reibung liefert dir mittels gegebenem Reibwert die Normalkraft (senkrecht auf der Oberfläche) und die entspricht der Radialkraft. Die Radialkraft biegt dann die Welle durch.
Gruß
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in der aufgabe ist ja der Betriebsfaktor und der stoßfaktor für das torsionsmoment gleich groß. das heißt ja, dass ich beim sicherheitsnachweiß gegen dauerbruch mit den selben werten rechne wie beim Sicherheitsnachweiß gegen bleibende Verformung, oder? wobei ja dann der sicherheitsnachweiß gegen bleibende verformung in gewisser art und weise sinnlos ist, weil wenn das bauteil eine vom betrag her gleich große wechselbelastung aushält, dann hält es ja logischer weiße auch die "stöße" aus...
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hey...
kann mir mal evtl einer sagen, wozu die ominöse Hülse sein soll, die in der Zusammenbauzeichnung und oder der Stückliste auftauchen soll...???
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hey...
kann mir mal evtl einer sagen, wozu die ominöse Hülse sein soll, die in der Zusammenbauzeichnung und oder der Stückliste auftauchen soll...???
Die Hülse dient als Zwischenstück zwischen Reibrad und Lager, da dieses nur auf einer Seite mit einem Wellenabsatz gesichert ist. Dadurch sparst du dir einen Sicherungsring ein und somit vermeidbare Kerbwirkungen.
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Ahhhhhhhhh...ok, herzlichen dank... ich hatte überlegt das evtl mit ner mutter zu sichern, aber die hülse macht dann ja doch reichlich sinn =)
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Laut der Aufgabenbeschreibung muss ja zwischen dem Loslager und dem Reibrad die Welle breiter werden, da beide an einem Wellenabsatz anliegen sollen.
Andererseits ist ja das maximale Biegemoment ja beim Reibrad, sprich dort ist der Durchmesser wieder kleiner und ne Kerbwirkung kommt auch noch hinzu.
-> Welle in dem Zwischenteil breiter machen bringt rein für die Beanspruchung nichts, oder?
Und die Welle nur breiter machen für die Absätze ist auch irgendwie nicht so toll.
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Naja die Aufgabenstellung besagt, das dort ein Wellenabsatz sein muss, für die Beanspruchung bringt das gar nichts und man muss an der Stelle noch eine elendlange Sicherheitsberechnung machen, die man sich bei einer glatten Welle hätte sparen können.
Du hast da schon ganz richtig erkannt das man am Reibrad die größten Belastungen und hat und es deshalb, dort wenn man die Belastung betrachtet der dickste Durchmesser sein müsste.
Aber wie gesagt brauchst du links des Reibrades einen Absatz, zumal das Lager, welches den Absatz rechts verlangt, einen relativ großen Absatz verlangt und den kann man dann nach rechts zum Reibrad durchziehen.(Den Durchmesser erhält man aus dem Wälzlagerkatalog.)
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ich hab nochma ein paar fragen zum Beleg...
also erstens nochmal zu der Hülse...ich geh da doch bestimmt richtig in der Annahme, dass ich die mit einer Übermaßpassung einbauen muss, ne??? Sont würde sie ja nicht zwischen Lagerring und Reibrad halten...
und dann noch zur Kupplung: erstmal versteh ich die Übertragung des Drehmomentes über die Passfeder nicht... also prinzipiell schon, aber ich kann mir das ganze nicht als Kupplung vorstellen, die ich wohlmöglich auch mal auskuppeln möchte... und dann stellt sich mir die Frage ob ich ans linke Ende der Welle einfach noch eine Passfeder einbaue und damit die Kupplungsgeschichte gegessen ist oder nicht...
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Zum Thema Passfeder bei der Kupplung : Durch eine Passfederverbindung wird die Antriebsleistung von einer Kupplung (E335) auf die Welle
und auf das Reibrad übertragen (die Aufgabenstellung).
Damit hats sich das Thema erledigt und die Werte für E335 ergeben sich ja aus den Arbeitsheften.
Die Hülse darf nicht mit einer einer Übermaßpassung auf der Welle sitzen, also kein Übermaßdurchmesser, da man ansonsten die Pressung und Kerbwirkung nachweisen für alles weitere empfehle ich hierzu TP10 im ersten Arbeitsheft, für die Länge sollte ne mittlere länge empfehlen.
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AAAlso so mal eine Ansammlung zu allen Sachen die hier diskutiert wurden und auch noch ein paar Fragen von mir:
Erstens: Hab ich mit einem Freund von mir geredet, die auch Wellen ähnlich unseres Beleges verbauen und der meinte die nehmen immer Sicherungsringe besonders auch bei den Belastungen die wir haben. Das reicht und passt da schon.
Zweitens: Wenn ich als axiale Sicherung des Reibrades eine Hülse nehme, was rechne ich dann als Stelle X im Bereich rechts des Reibrades nach,weil dann hab ich ja keine Kerbe durch eine Sicherungsringnut o.ä.
Drittens für K[Fsigma]: Was nehme ich als Oberflächenrauheit der Welle oder kann ich das 1 Setzen?
Viertens: Zur Abstzdiskussion hab ich mir auch mal ein bisschen Inspiration aus den ME-Übungen geholt. Habs jetzt so, dass zwischen den Lagern ein konstanter Durchmesser ist und nach außen hin der Wellendurchmesser kleiner wir -> Lager sicher und rechts am Festlager noch den geforderten Sicherungsring drangehauen.
So und links vom Reibrad hab noch einen größeren Wellabsatz gemacht, der etwa 10mm größeren Durchmesser hat, 5 mm breit ist und dann tangential nach links auf die "Grundewelle"ausläuft. Hab das noch nicht nachgerechnet,sondern mit den Maßen mal so pi mal daumen abgeschätzt. In der Art sieht man es auch oft in ähnlichen Wellenkonstruktionen.
So das wärs erst mal und hoffe auf Antworten:shifty:
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Erstens: Hab ich mit einem Freund von mir geredet, die auch Wellen ähnlich unseres Beleges verbauen und der meinte die nehmen immer Sicherungsringe besonders auch bei den Belastungen die wir haben. Das reicht und passt da schon.
Schreibst du das dann auch in deine Dokumentation so?
Zweitens: Wenn ich als axiale Sicherung des Reibrades eine Hülse nehme, was rechne ich dann als Stelle X im Bereich rechts des Reibrades nach,weil dann hab ich ja keine Kerbe durch eine Sicherungsringnut o.ä.
Naja, wie du selber festgestellt hast, hast du dann keine Kerbe. Ohne Kerbe keine Kerbwirkung.
Drittens für K[Fsigma]: Was nehme ich als Oberflächenrauheit der Welle oder kann ich das 1 Setzen?
Würde mich auch interessieren.
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mal ne frage zu den lagern bzgl. umfangs- und punktlast. ich würde jetzt annehmen, dass die innenringe umfangslast und die außenringe punktlast haben, stimmt das?
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Naja, wie du selber festgestellt hast, hast du dann keine Kerbe. Ohne Kerbe keine Kerbwirkung.
Naja dann wäre die Aufgabenstellung sinnfrei, weil eine Sicherheit für die Dauerfestigkeit auszurechnen an einer Stelle ohne Kerbe ist so sinnvoll wie ein Sonnenstudio in der Sahara.
Wenn ich mich recht entsinne und es richtig in Erinnerung habe aus der Konsultation bezieht sich das X auf die Passfederverbindung zwischen Reibrad und Welle und dann macht das ganze durchaus einen Sinn.
Und zum Thema der Oberflächenverfestigung verweise ich mal spontan auf FB16 im Arbeitsheft, und sage:"Wenn man keine Ahnung hat, einfach mal 1 setzen" :D
@Tyson Das siehst du soweit ganz richtig, daraus folgt das die Lager eine feste Passung brauchen, die entstehende Pressung muss nicht berücksichtigt werden, das hat zumindest unser Übungsleiter gemeint.
Mal eine andere Frage:
Weis jemand wie groß so einen Wellenabsatz minimal sein muss also die Differenz der Durchmesser, damit das Reibrad gescheit gesichert ist ?
Und noch eine Frage bei dem Wellenabsatz, muss man mit dem maximalen Biegemoment rechnen oder soll man schauen wie groß das Biegemoment an der der Stelle ist und dieses dann verwenden ?
Zu Veranschaulichung der Wellenabsatz ist Reibradbreite/2 von der Stelle mit dem maximalen Biegemoment entfernt.
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Du hast da schon ganz richtig erkannt das man am Reibrad die größten Belastungen und hat und es deshalb, dort wenn man die Belastung betrachtet der dickste Durchmesser sein müsste.
Ich habe das mal durchgerechnet und ich komme auf einen benötigten Wellendurchmesser von 25mm am Reibrad (nur vom Biegemoment her, noch nicht mit Kerben etc.) Von daher hält dort die Welle auf jeden Fall. Da sind die Lager schon interesanter.
Was ich nicht kapiere ist 0,05CDas ist doch Schwachfug. Das heißt das ich wenn ich meinetwegen eine Lagerbelastung von 9kN habe brauche ich ein DIN 6208. Da ist C=29kN. Täte wunderbar passen. Laut diesen Einschränkungen brauche ich aber ein DIN 6212. Das ist aber maßlos überdimensioniert und erfordert 60mm Wellendurchmesser. Soll ich da einfach das Ding nach der Aufgabenstellung nutzen?
Ich setze einfach mal voraus das ic richtig gerechnet habe aber so krasse Abweichungen dürften sich ja nicht ergeben.
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Ich habe mal ne grobe Skizze zusammengehauen. Achtet mal hier nicht Maßstab und sonstige Details ich habe es nur schnell zusammengeschustert um Missverständnissen vorzubeugen. Das rechts soll ne Nutmutter mit Blech sein. Das Gewinde habe ich mir mal gespart. ich hoffe es ist erkennbar
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Da wir damals einen zwar leicht anderen aber durchaus ähnlichen beleg hatten kann ich gerne mal meine Lösung von damals per PM weitergeben.
Wenn ich das hier online stelle hör ich schon wieder das geknatsche. Wer also evt. paar anregungen braucht soll sich melden..
(oder wenns erlaubt / gewünscht ist kann ichs auch noch öffentlich online stellen)
EDIT: Na dann, paar Rechnungen und Zeichnungen, bei uns gings damals um das komplette Getriebe und die Werte waren sicherlich auch anders ... das Gros der Berechnungen ist aber das Gleiche.
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du darfst hier gerne alles online stellen, was deiner Feder entspringt - wenn du damit leben kannst, das sich dann deine Lösung "multipliziert"...:)
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Mein Wellendurchmesser am Reibrad beträgt 50mm und das ist so dimensioniert das die Sicherheit von 1,5 gegen Dauerbruch erfüllt ist., aber ich hab auch ziemlich üble Werte.
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Wer mal ne "grobe Vorstellung" haben möchte, wie die Welle am Schluss ungefähr aussehen soll kann sich ja mal hier umsehen, das Bild in der Aufgabenstellung der Uni Siegen ähnelt unserem Beleg......
http://www.uni-siegen.de/fb11/inko4/lehre/aufgaben/erk/aufgabe4-1-1.pdf
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so ich habe mich heute mal hingesetzt um meinen beleg anzufangen:happy:
meine erste frage bezieht sich auf das kräftgleichgewicht! Ich arbeite mit zwei ebenen und setze meine normalkraft so, dass sie zum mittelpunkt des reibrades wirkt und meine Reibkraft würde meiner umfangskraft entsprechen und außem am reibrad senkrecht auf die normalkraft anliegen?! soweit richtig?
mit den kräften ermittel ich dann meine auflager in den beiden ebenen und setzte dei kräft dann über den satz des pythagoras zusammen und die kräfte, am loslager circa 6500N und am festlager 9000N benutze ich dann um mir aus dem katalog n paar schicke lager auszusuchen?!
aber wie sieht der torsionsmomentenverlauf aus? Ich leite Mt über dei Kupplung ein und verändere deises durch meine Bremse, aber wie läuft das dann genau?
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Na das Torsionsmoment wird durch die Kupplung und Passfeder eingeleitet und wird durch deine Umfangskraft am Reibrad wieder abgenommen. Der Verlauf wäre also konstant.
Also das mit den Lagerkräften würde ich genauso machen. Allerdings frage ich mich jetzt ob ich das Gewicht der Welle nicht eigentlich noch mit berücksichtigen müsste. Macht zwar vermutlich nich wirklich was aus, aber eigentliche müsste man das doch mitnehmen oder?
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Nee, die Gewichtskraft kannste vernachlässigen - um sie zu bestimmen bräuchteste ja Volumen und dafür alle Durchmesser etc. ... und genau die sollste ja aber bestimmen...
GLG :)
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Passt das hier soweit, wie ichs skizziert habe?
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Hey,
ich habe auch mal eine Frage zum Beleg!
Und zwar bin ich zurzeit am Überlegen, ob ich bei dem Punkt, an dem wir Sigma,b,örtl.=Sigma,b,nenn * Beta,K berechnen sollen, jeweils die Nennspannung über eine Vergleichsspannungshypohese bestimmen muss? Vom Lager bis zum Reibrad habe ich ja definitv eine zusammengesetzte Beanspruchung, weiß aber nicht, inwieweit das hier einzugehen hat!
Danke euch!
Gruß Sebastian
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Sorry für die wahrscheinlich äußerst dumme Frage, aber Leute ich steh grad voll auf dem Schlauch... is nich so, dass ich keine ahnung von TM habe aber irgendwas hakt bei mir.
wenn ich bei den Auflagerberechnungen annehme, dass als Torsionsmoment Mt wirkt, wie ich es bisher eigentlich immer getan habe... und dann aber in den Gleichgewichtsreaktionen dazu als Kräfte, die am reibrad wirken Fr (als Reibkraft) und Fn(Normalkraft) ansetze, die ich beide aus einer Gleichung mit Mtb (dem Betriebsmoment) errechnet habe, dann hauen bei mir die Gleichgewichtsbedingungen um die Wellenlängsachse niemals hin... was ja auch logisch is, weil Fr und Fn aus dem Betriebsmoment errechnet wurden, bei den Lagerreaktionen aber nur das Nennmoment angenommen wird.
Sorry nochmal, aber irgendwie is was komisch!!
Ich danke schonmal im Voraus für Hilfen über den geistigen Hindernislauf :blink:
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Hi,
also Fr existiert ja erst, wenn ein Torsionsmoment an der Kupplung wirkt. Fr wirkt also nicht immer in seiner vollen Größe sondern ist mimer nur so groß, dass das anliegende Moment übertragen werden kann. Ein größeres Moment als MtB könnte man nicht anlegen, weil es nicht übertragen werden kann.
Gruß
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Heißt das, dass ich meine Normalkraft zwar aus dem Betriebsmoment ermittel, dann aber in der Gleichgewichtsbedingung mit M,t rechnen muss? Ich habe in der Gleichgewichtsbedingung nämlich grundsätzlich das Betriebsmoment eingetragen. Falsch?
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- Sicherheitsnachweis Sd an Stelle X mit einfacher Belastung
Nur Biegung oder was?
- Berechnung des Spannungswertes Sigma b örtl an jeder Kerbe u. Darstellung im Diagramm
Soll das also so ein Biegespannungsverlauf über den Querschnitt sein oder ist hier die Vergleichsspannung gemeint?
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1.punkt:ja
2.Punkt: du sollst vorher ja eine diagramm mit der biegenennspannung zeichnen und dort sollst du dann die durch die kerben erhöhten werte von sigma mit einzeichnen.
hab mal eine frage zu einer passfedernut: wird die spannung durch die nut nur am linken und rechten ende der passfeder erhöht(also wo der "eigentliche" absatz ist) oder über die gesamte länge der passfeder?
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Habe noch eine kurze Frage zum Beleg: Das maximale Biegemoment tritt in der Mitte des Reibrades auf. Sollen wir nun für die Sicherheitsnachweise an den Stellen I und X dieses maximale Biegemoment verwenden oder das Biegemoment, was dort tatsächlich auftritt? Da sich diese Stellen eine halbe Reibradbreite links bzw. rechts von der maximal belasteten Stelle befinden, käme man mit letzterer Variante nämlich auf wesentlich größere Sicherheiten. Danke im Voraus!
Gruß Kunki
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Hi,
also Fr existiert ja erst, wenn ein Torsionsmoment an der Kupplung wirkt. Fr wirkt also nicht immer in seiner vollen Größe sondern ist mimer nur so groß, dass das anliegende Moment übertragen werden kann. Ein größeres Moment als MtB könnte man nicht anlegen, weil es nicht übertragen werden kann.
Gruß
Ich denke das ist nicht richtig!
Die Reibkraft folgt nicht aus dem Drehmoment, sondern aus der aufgebrachten Normalspannung! Liegt demnach also immer vor! Du hast nur das Drehmoment als Basis benutzt, um die mindestens benötigte Reibkraft zu berechnen! Demnach würde ich sagen, dass beides in den Lagerkräften auftauchen muss...
Gruß Sebastian
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Ja natürlich, man stellt die Normalkraft so ein, dass über die Reibkraft das maximal gewünschte Torsionsmoment übertragen werden kann. In die Lagerrechnung fließt auch die resultierende Kraft aus Fr und Fn ein. Die Reibkraft wirkt aber nicht ständig in voller Größe, sonst würde es mit dem schwankenen Torsionmoment kein Gleichgewicht geben können.
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Wie berechne ich die Kerbwirkungszahl für einen Freistich? Nehm ich da für den kleinen Durchmesser den im Grund des Freistiches und dann einfach den Radius vom Freistich oder gibts da ne spezielle andere Formel für?
Haben das in den Übungen nie gemacht und in den Arbeitsheften kann ich nix finden...
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Wie berechne ich die Kerbwirkungszahl für einen Freistich? Nehm ich da für den kleinen Durchmesser den im Grund des Freistiches und dann einfach den Radius vom Freistich oder gibts da ne spezielle andere Formel für?
Haben das in den Übungen nie gemacht und in den Arbeitsheften kann ich nix finden...
wie du schon schreibst: einfach den kleinen durchmesser im kerbgrund und den freistichradius nehmen. steht so auch im entwurf der neufassung der DIN 743. in der "alten" version wurde da noch mit einer überlagerung hantiert ...
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Für alle, die wie ich, erst jetzt anfangen sich mit ihrem Beleg zu beschäftigen und nicht sofort wissen, was da zu tun ist, empfehle ich einfach mal die Lektüre des SKF Wälzlagerhandbuches, was wir in den Übungen bekommen haben. Das ist eigentlich so ziemlich alles, meiner Meinung nach ganz gut, erklärt und mit Bildern verdeutlicht. Angefangen mit dem groben Aufbau von Wellen und Lagern (S.20) inkl. einer Sicherungsidee für das rechte Festlager, Erklärung zu Umfangslast/Punktlasten (S.165), Passungen etc.
Viel Spaß dabei ;)
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ist auch gefordert, eine ausführliche sicherheitsrechnung für z.B. Passfedernut bei der kupplung oder die sicherungsringnut beim Loslager(wenn man denn wie ich einen sicherungsring verwendet) zu machen? oder reichts da aus, wenn ich das grob mal überschlage, ob es hält aber im beleg nicht explizit erwähne?
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Bei der Kupplung ist keine Sicherheitsberechnung notwendig, sondern nur eine gescheite Dimensionierung der Passfedernut.
Und zum Sicherungsring am Loslager: Da kommt keiner hin, unser Übungsleiter meinte das hält durch die Pressung da für dieses Lager eine feste Passung notwendig ist.
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So ich bin grad dabei die Sicherheit gegen Dauerbruch zu ermitteln.
Doch nun stehe ich vor dem Problem, dass ich für K_Fsigma die Oberflächenrauhigkeit am Reibrad brauche, nur weiss ich nich so recht was ich da auswählen soll. So richtig passt nix von dem was da so im AH steht. Vllt sowas wie Rz 12,5 für "Übergangspassflächen"?
Ach und nur mal so ne kleine Frage, aber habt ihr auch so riesen Passfedern am Reibrad? Meine muss jetzt 58 mm lang sein... :/
Danke schonmal
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Hab da auch mal ne Frage Zwecks der Momente. Steh da grad auf dem Schlauch. Also zwischen den Lagern ist das ja klar mit den Biegemoment. Aber was für ein Biegemoment liegt links vom Loslager an,also an dem Wellenstück bei der Kupplung?
Keins oder? oder lieg ich da falsch?:huh:
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glaub das was links davon is brauchste gar nich
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hi hab mal ne frage zur nennspannung:
die ergibt sich ja aus Mb / Wb
aber was genau ist Mb?hab ja 2 biegemomente...
ist das das größere davon?
oder
ist das laut TM mit Sigma zz = Fl/A + Mby/....-Mbx/....
oder ergibt sich das aus dem resultierendem Moment?
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Das habe ich einen schon erfahrenen Ingenieur gefragt, und er meinte solche Anschlussflächen müssen geschlichtet werden, also Rz 6,3.
Meine PF soll glaube ich ca 30mm lang werden. Du kannst aber laut AH auch einen anderen WS für die Passfeder auswählen, damit kannst du die Nut vielleicht ein Stück verkürzen.
So ich bin grad dabei die Sicherheit gegen Dauerbruch zu ermitteln.
Doch nun stehe ich vor dem Problem, dass ich für K_Fsigma die Oberflächenrauhigkeit am Reibrad brauche, nur weiss ich nich so recht was ich da auswählen soll. So richtig passt nix von dem was da so im AH steht. Vllt sowas wie Rz 12,5 für "Übergangspassflächen"?
Ach und nur mal so ne kleine Frage, aber habt ihr auch so riesen Passfedern am Reibrad? Meine muss jetzt 58 mm lang sein... :/
Danke schonmal
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hi hab mal ne frage zur nennspannung:
die ergibt sich ja aus Mb / Wb
aber was genau ist Mb?hab ja 2 biegemomente...
ist das das größere davon?
oder
ist das laut TM mit Sigma zz = Fl/A + Mby/....-Mbx/....
oder ergibt sich das aus dem resultierendem Moment?
das resultierende moment muss da rein. die welle dreht sich ja eh drunter durch ...
und jenseits der lagerstellen kann ja kein biegemoment entstehen (wenn wir mal von einer querkraftfreien momenteneinleitung an der kupplung ausgehen). da ist also nada.
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Ich frage mich gerade, wie groß der Absatz sein muss, an dem das Reibrad anliegt, es treten ja planmäßig keine axialen Kräfte auf. Gibt es da wie bei den Lagern vorgaben?
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Was ich nicht kapiere ist 0,05CDas ist doch Schwachfug. Das heißt das ich wenn ich meinetwegen eine Lagerbelastung von 9kN habe brauche ich ein DIN 6208. Da ist C=29kN. Täte wunderbar passen. Laut diesen Einschränkungen brauche ich aber ein DIN 6212. Das ist aber maßlos überdimensioniert und erfordert 60mm Wellendurchmesser. Soll ich da einfach das Ding nach der Aufgabenstellung nutzen?
Ich setze einfach mal voraus das ic richtig gerechnet habe aber so krasse Abweichungen dürften sich ja nicht ergeben.
da hier noch keiner weiter drauf eingegangen ist mal die frage ob da irgendwer mehr zu weiß? habe das problem nämlich auch, nur nicht ganz so krass, muss meine welle nur 5 mm dicker machen (35 anstelle 30) und da das größte lager auswählen (6307) damit ich da reinfalle. denke aber mal das ist nicht sinn der sache?
gruß
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Also wenn ich mal grob überschlage kann diese Aussage zu 9kN nicht passen - denn wenn meine Lagerkraft 9000N ist muß C=9000/0.2 bzw 9000/0.05 sein - zumindest wenn ich das richtig umgestellt hab ;-)
Wenn ihr sorgen habt was diese "schönen" Grenzen anbetrifft einfach mal euren Übungsleiter anschreiben und in meinem Fall gabs nen neuen Grenzwert von Herrn Kupfer die dann auf 0.6 erhöht wurde was die Auswahl erleichtert hat :-D
Ansonsten helfen zweireihige Lager ;-)
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bei den zweireihigen kann ich nicht erkennen ob die beidseitig abgedichtet sind, ihr? ;)
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Heyhey,
hab von nem Freund grad die Datei bekommen. Super Möglichkeit zum kontrollieren der eigenen Ergebnisse des Wellenabsatzes.
Tipp:
1. Ihr könnt bei dem Reiter "Werkstoff" auch die eigenen Parameter eingeben.
2. Macros im Exel aktivieren.
3. Jede Seite bis runter scrollen.
Gruß
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1. Die Frage wurde schon mal gestellt aber nicht beantwortet - mit welcher Belastung ist nun zu rechnen, M_t oder M_tB ?
2. Was soll eigentlich das "stark schwellend" zur Torsionsbelastung? Soll das einfach darauf hinweisen dass auch bzgl. Torsion auf Dauerfestigkeit auszulegen ist? In dem Fall wäre ja die Amplitude gleich der Mittelspannung M_tB/2 ?
3. Muss ich für die Passfeder links an der Kupplung noch einen Wellenabsatz einbringen oder kann die Welle glatt vom Loslager aus durchgehen und dann halt gegen Ende hin die Passfedernut haben?
4. Oben wurde diskutiert, rechts am Festlager noch eine Wellenmutter anzubringen - ist das echt nötig? Eigentlich gibt es doch gar keine Axiallast und von daher reicht doch eigentlich auch der Sicherungsring. Oder gibt's ne Norm die das verbietet?
5. Ist für die Hülse eine Passung mit wenig Spiel, sowas wie Hg, ok?
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1. Die Frage wurde schon mal gestellt aber nicht beantwortet - mit welcher Belastung ist nun zu rechnen, M_t oder M_tB ?
2. Was soll eigentlich das "stark schwellend" zur Torsionsbelastung? Soll das einfach darauf hinweisen dass auch bzgl. Torsion auf Dauerfestigkeit auszulegen ist? In dem Fall wäre ja die Amplitude gleich der Mittelspannung M_tB/2 ?
3. Muss ich für die Passfeder links an der Kupplung noch einen Wellenabsatz einbringen oder kann die Welle glatt vom Loslager aus durchgehen und dann halt gegen Ende hin die Passfedernut haben?
4. Oben wurde diskutiert, rechts am Festlager noch eine Wellenmutter anzubringen - ist das echt nötig? Eigentlich gibt es doch gar keine Axiallast und von daher reicht doch eigentlich auch der Sicherungsring. Oder gibt's ne Norm die das verbietet?
5. Ist für die Hülse eine Passung mit wenig Spiel, sowas wie Hg, ok?
Also ich fang mal an :
1.)Für die Lagerberechneung ist M.tB zu verwenden da die Lager bei einem stark schwellenden Betriebsmoment natürlich auch halten müssen.
2.)Ja man soll die Torsion bei der Dauerfestigkeit berücksichtigen, und am besten leitet man sich die Mittelspannung über Mt her, also aus Mt die entsprechenden Reibungs und Normalkräfte.
Nicht vergessen das hat auch Auswirkungen auf das Biegemoment und für die Festigkeit ist hier natürlich dann der Wert von Mt zu nehmen.
3.) Die Welle kann glatt vom Loslagerabsatz(rechts vom Loslager) bis zum Wellenende durchgehen.
Eine Weitere Axiale Sicherung ist nicht nötig da die Pressung dsas Lager an der richtigen Stelle hält und die Kupplung keinen Absatz verlangt.
4.)Es reicht auch ein Sicherungsring, da wir weder eine Axiale Belastung, noch ein Torsionsmoment und auch kein Biegemoment haben, ist man damit gut bedient.
5.)für die Distanzhülse würde ich eine H7h6 Spielpassung nehmen(siehe AH1 TP10)
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Ich bin gerade dabei, über den Einfluss der Oberflächenrauheit an Absätzen zu verzweifeln... Habe den ganzen Berechnungsablauf für Sigma bADK an MathCAD verfüttert und bekomme ein sehr geringes Ergebnis, wenn ich nun bei den Parametern die Obernflächenrauhheit verdopple, vervierfacht sich eigenartigerweise die Tragfähigkeit mit negativem Vorzeichen, gleichermaßen wächst die Tragfähigkeit in ähnlichen maßen. Einen so extremen Einfluss der Oberfläche kann ich mir einfach nicht vorstellen. Gibt es bekannte Tücken, die ich übersehen habe? Ist mit lg im Arbeitsheft immer der Logarithmus zur Basis e gemeint?
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Ich bin gerade dabei, über den Einfluss der Oberflächenrauheit an Absätzen zu verzweifeln... Habe den ganzen Berechnungsablauf für Sigma bADK an MathCAD verfüttert und bekomme ein sehr geringes Ergebnis, wenn ich nun bei den Parametern die Obernflächenrauhheit verdopple, vervierfacht sich eigenartigerweise die Tragfähigkeit mit negativem Vorzeichen... gibt es bekannte Tücken, die ich übersehen habe? Ist mit lg im Arbeitsheft immer der Logarithmus zur Basis e gemeint?
Naja nein, soweit ich das verstanden habe ist es der dekadische Logarithmus also log zu Basis 10 und ich würde als Rauheit feingeschlichtet also Rz 6,3 nehmen, bei dem Absatz des Reibrades.
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Ich habe 6,3 gewählt, das ist wohl realistisch, wenn man die Welle dreht. Eigentlich naheliegend, dass generell im Heft der dekadische gemeint ist mit lg...
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weiß jemand wo man diesen wälzlagerkatalog her bekommt oder zumindestens den titel, der da in irgendeiner übung ausgegeben wurde, in meiner übung wurde dieser nicht ausgeteilt...
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@Jensveith
zur "Not" kannst du auch den Onlinekatalog von FAG / INA benutzten. Dort gibt es auch CAD Modelle zum kostenlosen Download von den meisten Teilen. Zudem kann man durch die gute Menüführung sehr schnell finden, was man sucht. unter anderem auch Beidseitig abgedichtete Lager
http://medias.schaeffler.com/medias/de!hp (http://medias.schaeffler.com/medias/de!hp)
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Also ich fang mal an :
1.)Für die Lagerberechneung ist M.tB zu verwenden da die Lager bei einem stark schwellenden Betriebsmoment natürlich auch halten müssen.
2.)Ja man soll die Torsion bei der Dauerfestigkeit berücksichtigen, und am besten leitet man sich die Mittelspannung über Mt her, also aus Mt die entsprechenden Reibungs und Normalkräfte.
Nicht vergessen das hat auch Auswirkungen auf das Biegemoment und für die Festigkeit ist hier natürlich dann der Wert von Mt zu nehmen.
3.) Die Welle kann glatt vom Loslagerabsatz(rechts vom Loslager) bis zum Wellenende durchgehen.
Eine Weitere Axiale Sicherung ist nicht nötig da die Pressung dsas Lager an der richtigen Stelle hält und die Kupplung keinen Absatz verlangt.
4.)Es reicht auch ein Sicherungsring, da wir weder eine Axiale Belastung, noch ein Torsionsmoment und auch kein Biegemoment haben, ist man damit gut bedient.
5.)für die Distanzhülse würde ich eine H7h6 Spielpassung nehmen(siehe AH1 TP10)
also mich würde schon mal interessieren, inwiefern das torsionsmoment direkte auswirkung auf die lagerkräfte hat ... :laugh:
wenn du meinst, ob man mit dem maximalen torsionsmoment die benötigten reibkräfte und damit auch die normalkräfte bestimmt und die für die lager hernimmt würde ich ja zustimmmen.
zu 2) wenn eine torsionsamplitude vorliegt (zwischen antrieb und reibrad ...), dann muss man nunmal auch ein tau_ADK bestimmen und ne zusammengesetze sicherheit. dass die torsionsmittelspannung sowohl bei biegung als auch bei torsion als vergleichsmittelspannung mit einzubeziehen ist (unterschied WK zu ADK) dürfte logisch sein.
zu 3) ich weiß nicht. lagersitze sind meist mit deutlich höherer präzision zu fertigen. und dank des presssitzes am loslager dürfte die lagermontage bei einem laaaangen absatz sehr viel freude bereiten. ein kleiner absatz erscheint mir da deutlich sinnvoller. da an der stelle auch nur noch die torsion als dauerbelsatung aftritt, sollte das auch festigkeitstechnisch keine probleme machen. und gleichzeitig hat man nen anschlag für die hypothetische kupplung.
zu 4) also ich bin wegen des problems "spiel" nicht so ein fan der lösung mit dem sicherungsring. auch und gerade weil hier keine axiallasten vorgegeben sind, dürfte das zu einem ziemlich klappernden mechanismus führen (axialschwingungen werden ja im bereich des spiels sicherungsring-ringnut nicht aufgenommen). das umgeht man mit einer mutter.
zu 5) da kann ich sogar zustimmen!;)
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Hi! Ich habe ein problem bei der Berechung von [latex] \tau [/latex] bzw. der kleine Durchmesser der Welle.
Wir haben eine Formel aus der Übung die lautet [latex] \tau = \frac{\sigma*0.8} {\sqrt{3}*Sf} [/latex]
Ich weiß nicht was diese 0.8 bedeutet und ob die Gleichung überhaupt in diesem Fall gilt.
Für die Berechung von d wollte ich die Gleichung [latex] \tau={\frac{Mt}{Wt}}*Cb [/latex] benutzen
Danke!!
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kannst vielleicht mal erläutern, woher die formel kommt und wie du damit auf d kommen willst? vermutlich über die zweite formel. nur was soll dann sigma in der ersten sein? ich tippe mal auf die streckgrenze.
das wurzel(3) rechnet dabei auf die torsionsstreckgrenze um, S_F ist die sicherheit. aber die 0,8 sind mir ohne nähere angaben etwas schleierhaft ...
als überschlagswert sollte das aber schon passen. am ende wirst du eh einen anderen zahlenwert für den wellendurchmesser erhalten, aber es dient ja nur dem entwurf.
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wie du schon schreibst: einfach den kleinen durchmesser im kerbgrund und den freistichradius nehmen. steht so auch im entwurf der neufassung der DIN 743. in der "alten" version wurde da noch mit einer überlagerung hantiert ...
Muss ich dann bei der Sicherheitsberechnung an der Stelle I auch immer den kleinen Durchmesser im Kerbgrund nehmen damit die Rechnung voll hinhaut und ich die Kerbe komplett mit drin habe?
Oder weiterhin den normalen Wellendurchmesser weil ich die Kerbe ja schon im Beta erfasst habe?
Danke!
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also mich würde schon mal interessieren, inwiefern das torsionsmoment direkte auswirkung auf die lagerkräfte hat ... :laugh:
wenn du meinst, ob man mit dem maximalen torsionsmoment die benötigten reibkräfte und damit auch die normalkräfte bestimmt und die für die lager hernimmt würde ich ja zustimmmen.
zu 2) wenn eine torsionsamplitude vorliegt (zwischen antrieb und reibrad ...), dann muss man nunmal auch ein tau_ADK bestimmen und ne zusammengesetze sicherheit. dass die torsionsmittelspannung sowohl bei biegung als auch bei torsion als vergleichsmittelspannung mit einzubeziehen ist (unterschied WK zu ADK) dürfte logisch sein.
zu 3) ich weiß nicht. lagersitze sind meist mit deutlich höherer präzision zu fertigen. und dank des presssitzes am loslager dürfte die lagermontage bei einem laaaangen absatz sehr viel freude bereiten. ein kleiner absatz erscheint mir da deutlich sinnvoller. da an der stelle auch nur noch die torsion als dauerbelsatung aftritt, sollte das auch festigkeitstechnisch keine probleme machen. und gleichzeitig hat man nen anschlag für die hypothetische kupplung.
zu 4) also ich bin wegen des problems "spiel" nicht so ein fan der lösung mit dem sicherungsring. auch und gerade weil hier keine axiallasten vorgegeben sind, dürfte das zu einem ziemlich klappernden mechanismus führen (axialschwingungen werden ja im bereich des spiels sicherungsring-ringnut nicht aufgenommen). das umgeht man mit einer mutter.
zu 5) da kann ich sogar zustimmen!;)
Der Vorteil einer vorliegenden Aufgabenstellung ist das man weis das das Torsionsmoment über ein Reibrad abgenommen wird und deswegen die Querkräfte in einem direkten Zusammenhang zu dem Torsionmoment stehen.
2.) die Werte dafür, z.B die mittlere Biegespannung sollte man auch haben wenn man die Sicherheit bei einer zusammengestzten Beanspruchung haben will.
3.) Hier gings nur um das gestalterische.
Die Rauheit ist an der Stelle entsprechend anzupassen, poliert sollte der Lagersitz sein und dass Prinzip wurde so von meinem Übungsleiter abgenommen.
4.) Danke für den Tipp, da ich aber so gut wie fertig bin, werde ich es wohl bei einem Sicherrungsring belassen
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Muss zwischen Reibrad und Welle eine Paßfederverbindung?
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kannst vielleicht mal erläutern, woher die formel kommt und wie du damit auf d kommen willst? vermutlich über die zweite formel. nur was soll dann sigma in der ersten sein? ich tippe mal auf die streckgrenze.
das wurzel(3) rechnet dabei auf die torsionsstreckgrenze um, S_F ist die sicherheit. aber die 0,8 sind mir ohne nähere angaben etwas schleierhaft ...
Hallo! Danke aber wie gesagt die 0.8 wissen wir nicht was bedeutet und der kleine Durchmesser d wollen wir tatsächlich aus die zweite formel ausrechnen.
Unserer problem liegt an der Formel von [latex]\tau[/latex] wir sind nicht sicher wie wir [latex]\tau[/latex] berechnen sollen.
Was meinst du mit:
als überschlagswert sollte das aber schon passen. am ende wirst du eh einen anderen zahlenwert für den wellendurchmesser erhalten, aber es dient ja nur dem entwurf.
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Muss zwischen Reibrad und Welle eine Paßfederverbindung?
Durch eine Passfederverbindung wird die Antriebsleistung von einer Kupplung (E335) auf die Welle
und auf das Reibrad übertragen(Aufgabenstellung)
Also ein klares Ja.
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Ich frage mich gerade, wie groß der Absatz sein muss, an dem das Reibrad anliegt, es treten ja planmäßig keine axialen Kräfte auf. Gibt es da wie bei den Lagern vorgaben?
Moin! Leider ist noch keiner weiter drauf eingegangen und ich habe gerade das selbe problem und noch eine frage und zwar: Was habt ihr für deff eingesetzt???
Danke!
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also du suchst dir deine lager raus in dem katalog, da gehst du über den durchmesser auf dem das lager dann mal sitzen soll und da hat man auch ganz nette skizzen dabei, wo das nochmal eingezeichnet is, wie man dann die höhe des absatzes zu wählen hat oder du nimmst dann einfach die höhe des innenrings
die zweite frage: deff is immer der größte durchmesser der welle.
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die zweite frage: deff is immer der größte durchmesser der welle.
Danke!!
Es gab ein paar Aufgaben wo deff gegeben war und ungefähr 10mm größer als der größte Durchmesser war, na ja laut AH soll man der größte durchmesser für deff einsetzen wenn es keine speziellen Ergebnisse vorliegen.
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deff is immer der größte durchmesser der welle.
Sicher?! Warum sollte man bei den Berechnungen denn mit dem größten Durchmesser der Welle (auf den womöglich nichteinmal Kraft wirkt) rechnen?
Ich sehe das eher so, dass der effektive Durchmesser der kleinste Durchmesser ist. Denn das ist der Wert, den jede Stelle der Welle gewährleisten kann.
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Sicher?! Warum sollte man bei den Berechnungen denn mit dem größten Durchmesser der Welle (auf den womöglich nichteinmal Kraft wirkt) rechnen?
Ich sehe das eher so, dass der effektive Durchmesser der kleinste Durchmesser ist. Denn das ist der Wert, den jede Stelle der Welle gewährleisten kann.
...ich will dir nicht zu nahe treten, aber hast du ne Ahnung worum es geht ?
Und zu Richtigstellung:
Es geht hier tatsächlich um den größten Durchmesser an der Welle, es handelt dich nämlich um die Berechnung von K.1 und hier wird der Einfluss des größten Durchmesser auf das Abkühlverhalten der Welle berücksichtigt und die damit entstehende Härte bzw. Gefüge
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Hallo! Danke aber wie gesagt die 0.8 wissen wir nicht was bedeutet und der kleine Durchmesser d wollen wir tatsächlich aus die zweite formel ausrechnen.
Unserer problem liegt an der Formel von [latex]\tau[/latex] wir sind nicht sicher wie wir [latex]\tau[/latex] berechnen sollen.
Was meinst du mit:
ich meine damit, dass der entwurf die eine sache ist, die fertige konstruktion aber meist noch ein gutes stück veränderung mit sich bringt. mehr nicht.
...ich will dir nicht zu nahe treten, aber hast du ne Ahnung worum es geht ?
Und zu Richtigstellung:
Es geht hier tatsächlich um den größten Durchmesser an der Welle, es handelt dich nämlich um die Berechnung von K.1 und hier wird der Einfluss des größten Durchmesser auf das Abkühlverhalten der Welle berücksichtigt und die damit entstehende Härte bzw. Gefüge
nur zur klarstellung: in einzelfällen (einsatzhärtung z.B.) kann auch mal der lokale durchmesser für d_eff herhalten. aber sonst ist's halt fast immer der größte bzw. sogar der des halbzeuges (deswegen wird in den übungen wahrscheinlich auch manchmal nochmal ein bissel was auf den größten vorhandenen wellendurchmesser draufgeschlagen. man muss halt immer überlegen, welcher wellendurchmesser für bei der wärmebehandlung der maßgebende für das gefüge an der gerade zu berechnenden stelle ist.
Muss ich dann bei der Sicherheitsberechnung an der Stelle I auch immer den kleinen Durchmesser im Kerbgrund nehmen damit die Rechnung voll hinhaut und ich die Kerbe komplett mit drin habe?
Oder weiterhin den normalen Wellendurchmesser weil ich die Kerbe ja schon im Beta erfasst habe?
Danke!
:blink: häh? du berechnest am freistich auch deine nennspannung (sigma_ba) mit dem kleinsten wellendurchmesser. weil die formzahl ja nur die spannungsüberhöhung ausdrückt. wenn du noch irgendwas anderes meinst, musst das nochmal irgendwie erläutern.
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hätte mal eine frage zur gewindedarstellung in der einzelteilzeichnung. und zwar brauch ich ja für die nutmutter auf der welle ein stück außengewinde. muss ich jetzt bei dem gewinde auf der zeichnung auch den gewindeauslauf mit darstellen oder nicht? wenn ja, wie lang ist so ein gewindeauslauf?
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also ich weiß es nicht genau, aber ich würds erstmal ähnlich zu einer fase darstellen. also ne linie im 45°-winkel und gut ist. ist aber nnur meine persönliche meinung.
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hey hab mal ne frage.. gibts beim wellenabsatz I bzw X eine Mittelspannung/VglMittelspannung und wenn ja wie berechne ich sie? und wie berechnet man die torsionsmittelspannung oder kann ich die beiden als 0 annehmen weil sich ja die welle dreht und somit eine wechselnde belastung vorliegt
danke
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hi ja die mittelspannung kannst du bei unserer belastung als null ansehen ....
aber ich hab mal auch noch ein problem , wie habt ihr das diagramm für die biegespannung gemacht ?? also was ist MB max damit ich mit MB / WB rechnen kann .
ich hab da jetzt wurzel MBx^2 + MBy^2 = MBresulierend
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ich habe grad den sicherheitsnachweis gegen dauerbruch beim absatz I gemacht und komme auf 4,3. ist das schon überdimensioniert oder noch okay?
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rein theoretisch kannst du die sicherheiten so groß haben wie du willst, weil ja in der aufgabenstellung nichts dazu gesagt wird.
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Durch eine Passfederverbindung wird die Antriebsleistung von einer Kupplung (E335) auf die Welle
und auf das Reibrad übertragen(Aufgabenstellung)
Also ein klares Ja.
naja, ich sehe das anders. zwar muss das moment mittels passfeder auf die welle übertragen werden aber zwischen reibrad und welle soll nur mittels formschluß verbindung hergestellt werden. füchse unter euch denken da sicher an ein vielnutprofil oder besser noch die polygonwelle ...
naja, kannst halt machen wie pfarrer aßmann, hauptsache formschluß
zusatz: aufgabenstellung
das Reibrad ist axial formschlüssig und mit einer Übergangspassung auf der Welle zu fixieren
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Also ich hab mit Herrn Kupfer gesprochend und auch die Verbindung Reibrad - Welle sollte eine Passfederverbindung sein. Also nicht unnötig kompliziert machen :happy:
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naja, ich sehe das anders. zwar muss das moment mittels passfeder auf die welle übertragen werden aber zwischen reibrad und welle soll nur mittels formschluß verbindung hergestellt werden. füchse unter euch denken da sicher an ein vielnutprofil oder besser noch die polygonwelle ...
naja, kannst halt machen wie pfarrer aßmann, hauptsache formschluß
zusatz: aufgabenstellung
das Reibrad ist axial formschlüssig und mit einer Übergangspassung auf der Welle zu fixieren
Naja Axial formschlüssig und nicht radial Formschlüssig, soll heißen links Absatz und rechts nach belieben, am besten Distanzhülse, weil man sich da ne Kerbe spart.
Und das mit der Übergangspassung ist ja wohl klar...denke ich.
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hi ja die mittelspannung kannst du bei unserer belastung als null ansehen ....
Ich denke das ist nicht ganz richtig. Die Biegemittelspannung ist schon 0 aber die Vergleichsmittelspannung berücksichtigt ja noch die Torsionsmittelspannung (Formel auf FB4 ganz unten).
An der Stelle X, also bei einfacher Belastung ist auch die Vergleichsmittelspannung 0 da hier ja nur auf Biegung gerechnet wird.
Richtig?!?
Ach ja, eine Frage noch: Stelle X ist nicht am Rand des Reibrades sondern in einem Querschnitt der noch die Passfedernut enthält?
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Ich stimme total zu.
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Woher kann ich den Kerndurchmesser für mein Nutmuttergewinde herbekommen?
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Hallo! Ich war so gut wie fertig mit der Rechnung aber gerade ist mir etwas aufgefallen und zwar, ist es möglich, dass die Sicherheit Sd an der Stelle X mit einfacher Belastung kleiner als die Sicherheit Sd an der Stelle I ist??
Die Torsion ist zu vernachlässigen, sollte die Sicherheit nicht größer sein????
Noch 'was: Habt ihr deutlich große Unterschiede zwischen die drei Sicherheiten??
Bei mir sieht so aus:
An der Stelle I: Sd=13 Sf=40
An der Stelle X: Sd=5
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Hallo! Ich war so gut wie fertig mit der Rechnung aber gerade ist mir etwas aufgefallen und zwar, ist es möglich, dass die Sicherheit Sd an der Stelle X mit einfacher Belastung kleiner als die Sicherheit Sd an der Stelle I ist??
Die Torsion ist zu vernachlässigen, sollte die Sicherheit nicht größer sein????
Noch 'was: Habt ihr deutlich große Unterschiede zwischen die drei Sicherheiten??
Bei mir sieht so aus:
An der Stelle I: Sd=13 Sf=40
An der Stelle X: Sd=5
Schau mal ob du das Biegemoment an der Stelle X nicht fälschlicherweiße mit der Loslagerkraft berechnet hast. Der Unterschied zw. deinen Sicherheiten ist nämlich schon ziemlich krass.
Meine Sicherheiten:
I: Sd= 1,9 Sf= 8,5
X: Sd= 1,6
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Ich habe es einmal mit der Loslagerkraft und der resultierende Kraft und einmal mit der Festlagerkraft ausgerechnet, logischerweise komme ich auf das gleiche Ergebnis.
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Hi Leute,
Kann mir jemand bei der Wahl meines Freistiches helfen?
Ich hab null Ahnung wie ich anfangen soll. Hab mir die Seiten aus dem Arbeitsheft angeschaut und...
Vielen Dank
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Ich habe es einmal mit der Loslagerkraft und der resultierende Kraft und einmal mit der Festlagerkraft ausgerechnet, logischerweise komme ich auf das gleiche Ergebnis.
Jo is richtig.
Dann weiß ich auch nich woran es liegen könnte. Höchstens ein kleiner Fehler irgendwo (vlcht nicht die Kerbwirkungszahl für Passfedern FB6 verwendet).
Das dir da die Sicherheit an der Stelle X so abhaut ist ziemlich seltsam. Ist dann natürlich auch nich so toll dass dadurch deine Sicheiten an der Stelle I so exorbitant groß werden damit die an der Stelle I passt. Denn für Sd sollte man einen Wert zw. 1,2 und 2,0 anstreben. Gut wenns mal 4 sind is auch noch OK, aber mehr als das 10 Fache...:unsure:
Am besten mal den Beleg stehn lassen und Morgen noch mal anschauen. Hilft! ;)
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Habe auch keine Ahnung werde's morgen nochmal versuchen.
Meine Sicherheiten sind jetzt schon besser (habe die Welle einbisschen dünner gemacht)
Sd=5 Sf=13
Sd=2.2
Danke und gute Nacht:)
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Hallo! Ich war so gut wie fertig mit der Rechnung aber gerade ist mir etwas aufgefallen und zwar, ist es möglich, dass die Sicherheit Sd an der Stelle X mit einfacher Belastung kleiner als die Sicherheit Sd an der Stelle I ist??
Die Torsion ist zu vernachlässigen, sollte die Sicherheit nicht größer sein????
Noch 'was: Habt ihr deutlich große Unterschiede zwischen die drei Sicherheiten??
Bei mir sieht so aus:
An der Stelle I: Sd=13 Sf=40
An der Stelle X: Sd=5
Ich komme auf relativ ähnliche Ergebnisse! Aber ich würde deine Welle dann doch ein wenig dünner machen...das ist ja ne ganz schöne Materialverschwendung in Zeiten der Erderwärmung :D
Meine Werte:
I: S.D=3,5 S.F=13
X: S.D=2,0
Ich denke das hat auch viel damit zu tun, wie hoch man den Wellenabsatz am Reibrad wählt. Außerdem fällt der Biegemomentenverlauf zum Loslager ja viel schneller ab, als zum Festlager hin. Dadurch komme ich auf folgende Werte: Stelle I: M.b=26,077Nm t.t=8,485Nm und an der Stelle X: M.b=44,613Nm
Dann ist ja auch völlig klar, dass an der Stelle X eine wesentlich kleinere Sicherheit vorliegt ;)
So gesehen finde ich die Wahl der Sicherheitsnachweise allerdings sehr seltsam...vor allem das mit S.F...wenn S.D schon passt, ist es doch wohl klar, dass auch S.F hinhaut! Hätte man lieber noch ne Querpressung nachprüfen können...naja...
@#102: Alles klar, habe den Beitrag grad garned gesehen...das sieht wesentlich besser aus ^^
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Der Durchmesser des Absatzes habe ich aus dem Katalog abgelesen.
An der Stelle X komme ich auf M.b=41.2Nm und an der Stelle I auf Mb=21Nm.......
Dann ist ja auch völlig klar, dass an der Stelle X eine wesentlich kleinere Sicherheit vorliegt ;)
.....jetzt verstehe ich:) habe gestern nicht erkannt! Danke!
P.S.: Die Welle ist jetzt 45mm dick
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Ach ja, eine Frage noch: Stelle X ist nicht am Rand des Reibrades sondern in einem Querschnitt der noch die Passfedernut enthält?
jop. am rande des reibrade liegt ja (bis auf den gaaanz leichten presssitz) keine kerbwirkung vor. von daher: auslauf der passfeder dürfte die kerbstelle der wahl sein. zumal man u.U. noch einen kleinen wellenabsatz mit guter ausrundung für den sitz des reibrades vorsieht um die montage zu erleichtern.
@Fantasmon: dein problem sollte sich ja inzwischen gelöst haben. liegt wohl wirklich in allererster linie an den unterschiedlich hohen beanspruchungen. zumal man aus der entfernung nicht weiß, wie sich die kerbwirkungszahlen beider stelen verhalten.
@koXx: wegen S_d und S_F: diese beiden nachweise sind aber nunmal standard bzw. werden so explizit in der DIN 743 gefordert. dass in diesem beleg das S_F generell höher liegt, kommt auch daher, dass hier keine stöße auftreten (C_B und C_S sind ja gleich groß). das sieht bei anderen anwendungen oft anders aus. und insbesondere wenn nur kleine biegeamplituden und kleine torsionsamplituden auftreten, diese jedoch mit einer hohen torsionsmittelspannung kombiniert sind, kann S_F selbst ohne stöße kritischer werden als S_D (weil ja tau_max dann deutlich größer ist als tau_ta)
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Hi FITO.
Also mit den freistichen hatte ich auch so meine Sorgen und hab einfach mal nachgefragt und bin am Ende bei der Aussage gelandet das für unseren Fall die Form E gut wäre udn dann stehen um Hoischen die dementsprechenden Maße und Angaben ;-)
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@Scar(ed): Ich dachte die stelle X wäre der Mitte der Passfeder da dort Mb am größten ist.
@ braindrop: Ich habe Form F gewählt da die rechtwinklig zueinanderstehenden Flächen weiterbearbeitet werden sollen (WE 5)
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wie macht ihr das mit der zeichnung? laut übungsleiter sollen ja die körperkanten dicker dargestellt werden als z.B. die mittellinie oder die bemaßungslinien. ich kann im solid works aber machen was ich will( habe die körperkantendicke schon auf 0,35 mm erhöht), wenn ich dann mit freePDF eine pdf Datei daraus erstelle um das ganze später im copyshop ausdrucken zu können, werden alle linien immer gleich dick angezeigt. hat jmd nen vorschlag wie man das ändern kann?
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@Scar(ed): Ich dachte die stelle X wäre der Mitte der Passfeder da dort Mb am größten ist.
@ braindrop: Ich habe Form F gewählt da die rechtwinklig zueinanderstehenden Flächen weiterbearbeitet werden sollen (WE 5)
in der mitte der passfeder wird aber fast nie ein dauerbruch losgehen. der läuft immer (weil da tribokorrosion ne rolle spielt) an den enden der PF los. eigentlich irgendwo im bereich des radius' (meist so bei ca. 40°), aber so gut wie nie in der PF-mitte, wenn nicht wirklich extreme beanpruchungsgefälle zu verzeichnen sind (beim M-B-verlauf).
also für die anwendung wäre wohl wirklich form F am besten. die berechnung erfolgt aber trotzdem analog zum wellenabsatz.
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und wie ist das jetzt bei der hülse?muss ich deren innendurchmesser jetzt 1-2mm größer machen als den wellendurchmesser oder reichen da spielpassungen?
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hi Leute,
Bin gerade bei den Sicherheitsnachweis an der Wellen-Nabe-Verbindung und weiss nicht was für eine Pressung eingesetzt werden soll.
Ich hab die Pressung zwischen Welle und Nabe und zwischen Nabe und Reibrad. Also mein Problem ist, dass ich zwei Pressungen habe und drei Sicherheiten ausrechnen muss, oder?
Danke
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die Umfangskraft, hervorgerufen durch den Riemen.
Das ist ein Zitat aus der Seite 1 dieses Threads. Ich hatte mir den Aufbau eigentlich so vorgestellt, dass ein anderes Reibrad an der Unterseite angelegt wird und die Normalkraft somit die Welle nach oben drückt. Bei einem Riemen um das Reibrad zeigt ja aber die Normalkraft nach unten (zumal es sich dann eigentlich um eine Streckenlast handelt) und die Umfangskräfte sind auch entgegengesetzt. Hat man also ein zweites Reibrad oder einen Riemen?
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Der Durchmesser des Absatzes habe ich aus dem Katalog abgelesen.
An der Stelle X komme ich auf M.b=41.2Nm und an der Stelle I auf Mb=21Nm.......
P.S.: Die Welle ist jetzt 45mm dick
wie?! was?! warum!?!:blink:
wie kommst du auf ein biegemoment von gerade mal 40Nm? habt ihr alle das auch so? weil ich hab an der stelle I ein biegemoment von ca. 450Nm anliegen.. hab die variante 313 und demansprechend das kleinste drehmoment..
hab noch ne andere frage.. was und wie muss ich egl den sicherheitsnachweis Sf an der stelle I berechnen? was is tau/sigma max und was is Tau/sigma FK?? hatten das noch nie in einer übung berchnet und hab demnach kp.. danke
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Sf ist die Sicherheit gegen überschreitten der Fließgrenze, die Formeln findest du im AH seite 94 bzw FB3.
Wie hast du die 450N*m ausgerechnet??? Wie dick ist deine Welle?
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Also ich hab auch ein Biegemoment in dreistelliger Größe.
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577Nm sinds bei mir, kann auch gar nich anders sein, sonst kannst du ja auch auf nem strohhalm drehen :D
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Mbmax oder Mb,x (an der Stelle x meine ich)???
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Abend!! Ich bin gerade bei den Spannungsverlauf [latex] \tau [/latex] leider habe ich mich total verwirrt und wollte mal fragen ob meine Formel überhaupt richtig sind
[latex]\LARGE $\frac{M_{tmax}}{Wt} = \tau_{max}$[/latex]
mit [latex]\LARGE $\{M_{tmax}} = \{C_{s}}*{M_{t}}$[/latex]
[latex]\LARGE $\frac{M_{ta}}{Wt} = \tau_{a}$[/latex]
mit [latex]\LARGE $\{M_{ta} = \(C_{B}-1)*M_{t}}$[/latex]
[latex]\LARGE $\frac{M_{tm}}{Wt} = \tau_{m}$[/latex]
mit [latex]\LARGE $\{M_{tm}} = \{M_{t}$[/latex]
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Mbmax oder Mb,x (an der Stelle x meine ich)???
Mbmax:= Mb an der Stelle(Mitte Reibrad), ist bei mir 577Nm kumpel hat z.b. 527Nm
Abend!! Ich bin gerade bei den Spannungsverlauf [latex] \tau [/latex] leider habe ich mich total verwirrt und wollte mal fragen ob meine Formel überhaupt richtig sind
Tau_tm = M_tm / W_t = C_b*M_t / W_t
==> M_t * C_b = M_tm
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Moin, nachdem ich meine Berechnungen für Abgeschlossen halte, kämpfe ich grade mit der Zeichnungserstellung in SolidWorks, die mich beim letzten mal die Note gekostet hat... 2 Fragen: Wie/Wo/In welchem Menü kann ich das Anzeigen von "Lichtkanten", also den tangentialen Übergängen an Verrundungen ausschalten? Wie kann ich die Farbe von Beschriftungen verändern? Von mir per Hand eingefügte werden automatisch grau dargestellt. edit: OK, das mit den Lichtkanten hat sich bereits mittels Rumprobieren geklärt.
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Ist das nun ein Riemen oder ein Reibrad?
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Ein Reibrad.
Ich häng aber auch gerade an der Stelle mit der Vergleichsmittelspannung. Die Biegemittespannung ist null aufgrund der wechselnden Belastung, aber wie siehts bei der Torsionsmittelspannung (Tau_m) aus? Wie berechnet sich das?
F/A? wenn ja, was für ne Kraft muss ich dann an der Stelle einsetzen?
danke für evtl Hilfe
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F/A hat ja mit Torsion nix zu tun, also solltest du da schon deine mittlere TORSIONSSPANNUNG einsetzen... Ich würde einfach mal behaupten, dass die gleich deiner Torsionsnennspannung ist, weil du die ja über das mittlere Torsionsmoment errechnet hast.
Kann mir evtl jemand sagen, welche Fasen an ein gewinde kommen? Also ich hab hier für die Nutmutter metrisches ISO Feingweinde und komm damit auch ganz gut klar, aber das wird ja abgefast vorne und da frag ich mich wie groß die Fase werden soll -> 0,75x45°??? (wegen d=50mm & kerndurchmesser=48,5mm)
Und nochwas...muss ich den Gewindeauslauf (nicht -freistich) in der Zeichnung irgendwie angeben oder is der in der Norm mit enthalten??
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hi leute ich bin grad auf ein problem gestoßen , wie sieht denn die biegenennspannungsverteilung an einer passfeder aus ?? is das gleichzusetzen mit einer bohrung ??
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Mbmax:= Mb an der Stelle X, ist bei mir 577Nm kumpel hat z.b. 527Nm
Ist nicht Mbmax in der Mitte des Reibrades anzutreffen? Mb an der Stelle I ist ja nun aber am linken Ende des Reibrades und Mb an der Stelle X am rechten Ende des Reibrades. Also kann doch Mbmax nicht gleich Mb an der Stelle X oder I sein?!
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Ist nicht Mbmax in der Mitte des Reibrades anzutreffen? Mb an der Stelle I ist ja nun aber am linken Ende des Reibrades und Mb an der Stelle X am rechten Ende des Reibrades. Also kann doch Mbmax nicht gleich Mb an der Stelle X oder I sein?!
Moin!
Ich glaube Mbmax ist in der Mitte des Reibrades einzusetzen (resultierenden Kraft)
Stelle I habe ich als das rechte Ende des Wellenabsetzes verstanden (Freistich--->Kerbwirkung)
und Stelle X als der auslauf der Passfeder.
am rande des reibrade liegt ja (bis auf den gaaanz leichten presssitz) keine kerbwirkung vor. von daher: auslauf der passfeder dürfte die kerbstelle der wahl sein. zumal man u.U. noch einen kleinen wellenabsatz mit guter ausrundung für den sitz des reibrades vorsieht um die montage zu erleichtern.
P.S: Mbx ist bei mir 350N*m sorry! Ich habe es mit Sigmab vertauscht:nudelholz:
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Stelle I habe ich als das rechte Ende des Wellenabsetzes verstanden (Freistich--->Kerbwirkung)
Wie mache ich einen Freistich und wie berechne ich beta-k von diesem aus?
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jojojo sry, hab ich verhaun, M-bmax is natürlich in der mitte des reibrades^^
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und wie ist das jetzt bei der hülse?muss ich deren innendurchmesser jetzt 1-2mm größer machen als den wellendurchmesser oder reichen da spielpassungen?
ich würde sogar sehr deutlich zur spielpassung tendieren - sonst klappert die hülse da nämlich sinnlos rum und bringt u.U. eine unwucht ein ...
hi Leute,
Bin gerade bei den Sicherheitsnachweis an der Wellen-Nabe-Verbindung und weiss nicht was für eine Pressung eingesetzt werden soll.
Ich hab die Pressung zwischen Welle und Nabe und zwischen Nabe und Reibrad. Also mein Problem ist, dass ich zwei Pressungen habe und drei Sicherheiten ausrechnen muss, oder?
Danke
es gab doch diese übungsaufgabe zur passfederberechnung. also wo die welle-nabe-verbindung nachgerechnet wurde. den weg kann man doch quasi eins zu eins übernehmen. und wieso drei sicherheiten? bei pressungen vergleichst du doch deine vorhandene (maximale) pressung mit dem zulässigen wert. der enthält eine vorgegebene sicherheit. fertig.
hi leute ich bin grad auf ein problem gestoßen , wie sieht denn die biegenennspannungsverteilung an einer passfeder aus ?? is das gleichzusetzen mit einer bohrung ??
bohrung?? du kannst zur berechnung im bereich der passfeder den "kernquerschnitt" der welle hernehmen. also das was als "durchmesser" im nutgrund noch übrig bleibt. oder du rechnest ganz normal mit dem wellendurchmesser - so viel material nimmt die nut ja nun auch nicht weg. im zweifelsfall mal den ÜL fragen.
Wie mache ich einen Freistich und wie berechne ich beta-k von diesem aus?
zun thema "wie machen": in den Hoischen gucken. und zum thema berechnung: entweder direkt hier im thread schauen (ist eine ganze seite weiter vorn ...), oder in die norm zur wellenberechnung. wobei ich da den entwurf für die neufassung empfehlen würde (der aus 2008 - ist auch im perinorm verfügbar).
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Guten Tag,
ich bin momentan dabei die Diagramme mit Mathcad anzufertigen. Und hab soweit alles hinbekommen, allerdings hab ich ein Problem damit den Sapnnungsverlauf für sigma.b und tau.t über der Zeit an der Stelle I darzustellen.
Wie soll da die Funktion aussehen?:huh:
Wär schön wenn mir da jmd weiterhelfen könnte.
Danke schon mal.
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also die biegespannung ist recht simpel: ein sinus, ohne irgendwelche besonderheiten. typisch umlaufbiegung halt.
bei der torsion: auch ein sinus ... nur ist der halt auf der spannungs- (y-) achse um die mittelspannung verschoben.
wie die frequenzen genau sind, ist IMHO nebensächlich. es geht ja ums prinzip. ganz streng genommen müsste man sogar beim verlauf der biegespannung die schwankung aus der torsionsspannung mit reinbringen, indem man dem biegspann.-sinus nomals einen sinus als überlagerung draufgibt. mit wahrscheinlich geringerer frequenz (da die drehzahl vermutlich höher als die frequenz der torsionsschwingung ist).
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Ja also des würde mich auch einmal interessieren, die Frequenz mit der die betrieblichen Stöße auftreten sind nämlich gar nich gegeben.
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Weiß jemand ob Stahlguss ein spröder oder zäher Werkstoff ist?
Danke
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Ja also des würde mich auch einmal interessieren, die Frequenz mit der die betrieblichen Stöße auftreten sind nämlich gar nich gegeben.
doch, du hast die drehzahl der welle mit 1500min^-1 gegeben
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Weiß jemand ob Stahlguss ein spröder oder zäher Werkstoff ist?
Danke
zäh ... (grauguss ist spröde, aber stahlguss ist - na ja, "normaler stahl, der halt nur gegossen wird und nicht z.B. gewalzt.)
doch, du hast die drehzahl der welle mit 1500min^-1 gegeben
die drehzahl sagt aber NULL über die schwankung des drehmomentes aus ...
allerdings wäre es sehr ungewöhnlich, wenn das drehmoment mit einer ebenso hohen frequenz schwankt ...
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ja stimmt SCAR(ed), hab ich falsch gedacht.
mal ne frage zur stelle X, das ja am rand der Passfeder, da ist es ja egal welchen ich nehme, müsste ja die gleiche spannung anliegen, aber wenn ich den linken rand nehme, kann ich da die torsionsspannung im sicherheitsnachweis weglassen, da die ja idealisiert in der mitte von der passfeder wieder wegfällt???
edit: hat sich geklärt, steht ja in der aufgabenstellung "einfache belastung", also ohne torsion
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linker und rechter rand unterliegen aber (ausgehend vom biegenennspannungsverlauf) trotz allem unterschiedlichen beanspruchungen und weisen damit unterschiedliche sicherheiten auf. selbst wenn man bei beiden eine einfache biegebeanspruchung ansetzen würde (was ja links nicht stimmt).
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Stichpunkt: Welle-Nabe-Verbindungen nachrechnen
Was ist genau damit gemeint?
Einfach nur die Pressung im AH WN2 (S.37)?
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jop.
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Wenn es ein Kolbenkompressor ist dann müsste Cb in etwa die gleiche Frequenz haben. Kann man sich recht logisch herleiten, wenn der Kolben oben ist wirkt die maximale Kraft Cb=1,4 und im unteren Totpunkt die minimale also Cb=0,6. So zumindest meine Theorie, ob dem so ist weiß ich nicht^^ und was für ein Kompressor es ist auch nicht.
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da da noch andere getriebestufen dazwischen hängen können, bleibt einem da wohl wirklich nicht viel übrig außer einen wert festlegen. und denk mal in richtung sternmotor - dann hättest du für die torsion sogar eine höhere frequenz, weil pro umdrehung der welle mehrere kolben durchlaufen werden ... (oder allgemein wenn mehrere kolben auf der kurbelwelle sitzen).
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Ich hab einfach den maximalwert bei Cb=1,4 genommen und gut ist...
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Hi! bin gerade beim zeichnen und wollte mal fragen wie ist der Zentrierbohrung zu wählen??
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ich hab da einfach ISO 6411-B2,5x0,8 drangeschrieben, scheint wohl so der standard zu sein(hab ich diversen anderen zeichnungen auch so gesehen...)
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ich hätt da auch noch mal ne frage zur zeichnung:
Muss ich wenn ich beide Passfedernuten gleich dimensioniere trotzdem beide bemaßen oder kannn man auch irgendwie anders anmerken dass die gleich sind?
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bist du sicher, dass du beide gleich dimensionieren willst?!? weil links vom loslager wirkt kein biegemoment und du hast somit nur das torsionsmoment und kannst deinen Wellendurchmesser um einiges verringern--> daruaf folgt dann, dass deine passfeder auch kleiner wird
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Hallo an alle die sich für einen Mutter mit Sicherungsblech entschieden habe, bin noch beim zeichnen und habe keine Ahnung wie lange das Gewinde am Wellenende sein soll. Gibts ein bestimmtes Vorgehen???
P.S.:
du kannst deinen Wellendurchmesser um einiges verringern--> daruaf folgt dann, dass deine passfeder auch kleiner wird
Das Wellenende ist auch normiert und ist normalerweise kleiner als der Wellendurchmesser.
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Hallo...
ich war grade am Diagramme zeichnen und da is mir was aufgefallen. Is schonmal einer auf die Idee gekommen, dass Torsionsmoment und Biegemoment nicht gleich schwanken. Also, dass sich beim Biegemoment andere Cb werte ergeben, weil das ja von den Auflagerreaktionen abhängt und die je nach Torsionsmoment schwanken. Das wär nämlich ziemlich blöd, weil ich für alle Berechnungen gleiche Werte angenommen hab.
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die schwanken auch unterschiedlich ...
die anpresskraft zwischen den reibrädern ist zeitlich konstant (weil die werden vorgespannt). die umfangskraft schwankt aber mit C_B. die resultierende schwankt dann natürlich ein kleines bissel anders und damit auch die biegemomente und spannungen.
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nochmal eine frage zum sicherheitsnachweis Sd an der stelle X: wenn ich eine hülse verwende, hab ich ja dort keine kerbe. daher hab ich jetzt einfach meine vorhandene spannung aufgrund biegung mit der biegewechselfestigkeit des werkstoffes sigma bw verglichen. ist das so korrekt?
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Das ist ein Zitat aus der Seite 1 dieses Threads. Ich hatte mir den Aufbau eigentlich so vorgestellt, dass ein anderes Reibrad an der Unterseite angelegt wird und die Normalkraft somit die Welle nach oben drückt. Bei einem Riemen um das Reibrad zeigt ja aber die Normalkraft nach unten (zumal es sich dann eigentlich um eine Streckenlast handelt) und die Umfangskräfte sind auch entgegengesetzt. Hat man also ein zweites Reibrad oder einen Riemen?
Ja ist richtig, da hatte ich mir die Aufgabe noch nicht durchgelesen gehabt und dachte an eine Aufgabe aus der Übung.
Aber vom Prinzip her läufts auf das selbe hinaus.
Weiterhin meine Frage: Ich hab grad viel um die Ohren als dass ich mich um den Beleg noch kümmern könnte, zudem kann ich den Termin mit der Abgabe allein schon zeitlich nicht wahrnehmen.
Ist es auch bei diesem Beleg möglich, etwas später abzugeben? Eine schlechtere Note nehm ich dann natürlich hin, was soll's.
Und für die neue Seite, damit es nicht untergeht:
nochmal eine frage zum sicherheitsnachweis Sd an der stelle X: wenn ich eine hülse verwende, hab ich ja dort keine kerbe. daher hab ich jetzt einfach meine vorhandene spannung aufgrund biegung mit der biegewechselfestigkeit des werkstoffes sigma bw verglichen. ist das so korrekt?
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ich sitze gerade an der zusammensammenbauzeichnung und weiß nicht wie ich die kugellager richtig darstellen kann... weiß jemand wie ich die kugeln ungeschnitten nachher einzeichnen kann?
ich kann zwar mit einer zeichnung nachher eine kugel nachzeichnen bekommen die aber nicht auf die liniestärke... oder hat jeman einen anderen weg :rolleyes:
is bestimmt ganz einfach aber ich komm net drauf... danke schonmal für die antwort :laugh:
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Einfach die Lager schneiden und dann die Kugeln als Kreis darstellen - im SW gibts dann auch ne Option Linienstärken das hilft unheimlich weiter :D
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Ja ist richtig, da hatte ich mir die Aufgabe noch nicht durchgelesen gehabt und dachte an eine Aufgabe aus der Übung.
Aber vom Prinzip her läufts auf das selbe hinaus.
Weiterhin meine Frage: Ich hab grad viel um die Ohren als dass ich mich um den Beleg noch kümmern könnte, zudem kann ich den Termin mit der Abgabe allein schon zeitlich nicht wahrnehmen.
Ist es auch bei diesem Beleg möglich, etwas später abzugeben? Eine schlechtere Note nehm ich dann natürlich hin, was soll's.
Und für die neue Seite, damit es nicht untergeht:
also bis z einer woche kannst du verspätet abgeben. dann wird um eine note abgewertet. danach ist dann sense und du bekommst ne 5 ...
was die frage von Tyson angeht: dann würde ich mal behaupten, dass am rchten rand des reibrades immer noch ein passfederauslauf sitzt, der auch eine kerbwirkung hat.:P
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wobei der passfederauslauf ja nicht am rechten ende des reibrades ist, sondern irgendwo in der mitte von diesem...
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Hallo! Ich habe eine Frage zur Baugruppezeichnung und zwar: Wie habt ihr der Schnitt gemacht?? Ich kriege es einfach nicht hin!:nudelholz:
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Hallo! Ich habe eine Frage zur Baugruppezeichnung und zwar: Wie habt ihr der Schnitt gemacht?? Ich kriege es einfach nicht hin!:nudelholz:
Ich habe zunächst einen Ausbruch für die gesamte Baugruppe gemacht, dabei aber die Welle nicht mitgeschnitten (im erscheinenden Dialogfeld auswählen durch Anklicken des Elementes in der Zeichnung!) und dann noch zwei Ausbrüche für die beiden Passfedern gesetzt. Damit sollte eigentlich alles zu sehen sein.
Kann jemand einen Tipp zum Einfügen von Sonderzeichen in SW-Zeichnungen geben? Bzw. zum Editieren (hochgestellt/tiefegestellt) von eingegebenem Text?
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wobei der passfederauslauf ja nicht am rechten ende des reibrades ist, sondern irgendwo in der mitte von diesem...
er liegt irgendwo zwischen der mitte und dem rechten rand des eigentlichen rades - je nach länge der passfeder. aber IMHO ist er (wenn kein sicherungsring zur lagesicherung benutzt wird) die sinnvollste stelle zur berechnung einer sicherheit. zumindest sinnvoller als eine glatte welle ganz ohne kerbwirkung.
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Hi, ich bin mit dem Beleg so gut wie fertig aber ich habe vergessen der spannungsverlauf in die Passfeder zu skizzieren und habe keine Ahnung wie er aussehen soll:nudelholz:
Wie habt ihr der Verlauf skizziert???
Danke schon mal
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Ich habe einfach so getan, als wenn die Passfeder nicht da wäre und meinen Nennspannungsverlauf über den konstanten Wellendurchmesser aufgetragen! Anschließend habe ich direkt an die Kerbe die örtliche Spannung eingetragen. Das mit einer senkrechten Kante direkt an der Kerbe und einem quadratisch förmigen Auslauf zur Nutmitte hin...
oder was meinst du damit?
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also der nennspannungsverlauf ändert sich ja nur minimal im bereich der PF - wenn man dort den durchmesser im nutgrund ansetzt. dazu die beiden spannungen an den kerbstellen der passfeder (also an den enden) und fertig. so hätte ich es zumindest gemacht.
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Hallo!
Also ich weiß ja nicht, hab eben nochmal drüber nachgedacht über die ganze Geschichte und nochmal bissl was gerechnet...
Wenn man die Hertzsche Pressung zwischen den zwei Reibrädern ausrechnet (dürfte doch nach GFB1 unten gehen?), ist die maximale Pressung doch schon zu groß aufgrund der hohen Anpresskraft (in meinem Fall so ca. 10 kN). Die Pressung bei Durchmesser 90mm (bzw. Radius 45mm) erreicht selbst bei einer Reibrad-Breite (=Berührungslänge L) von 50mm einen Wert von über 400 N/mm², wobei der Werkstoff in meinem Fall seine Streckgrenze bereits bei 360 N/mm² hat - und man noch keinerlei Sicherheit eingerechnet hat.
Das Reibrad kann ja nun auch nicht ewig breit werden.
Wo ist der Denkfehler?
Danke
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Entweder habe ich der Belegaufgabe gar nicht verstanden oder die Verbindung zwischen die
Reibräder ist nicht zu berücksichtigen.
So was haben wir in der Übung auf keinen Fall gemacht also soweit ich weiss muss du dich damit nicht beschäftigen.
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Wär aber schön, wenn man schreiben kann, dass eine Lösung mit diesen Vorgaben nicht realisierbar ist und fertig ;).
Also wie gesagt, was nützt die schönste Welle, wenn das Reibrad durch die nötige Anpresskraft für das Moment schon kaputtgeht? Dann ist die ganze Aufgabe hinfällig.
Es sei denn, da ist irgendwo ein Denkfehler in meiner Beschreibung da oben.
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Hm, vielleicht hat das doch einen Haken... In die Berechnung der Pressung fließt ein reduzierter E-Modul ein, d.h. der E-Modul vom anderen Reibrad muss mit berücksichtigt werden. Laut Rechnung muss dieser dann allerdings ziemlich klein sein.
Weiter habe ich gelesen, dass bei Reibradverbindungen wohl noch Schmierungen oder ähnliches angewendet werden. Kann man vielleicht so doch nicht ganz so einfach betrachten.
Schade.
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also zum ersten: hertzsche pressungen liegen üblicherweise DEUTLICH überhalb der "normale" pressungswerte. selbst wenn da werte größer 1000 MPa rauskommen, ist das nicht automatisch das K.O.-kriterium. einfach mal bei wälzlagern und deren zulässigen pressungen schauen ...
außerdem: kennt irgendjemand den radius des gegenrades? ohne den kann man ziemlich gut mutmaßen, aber mehr auch nicht. die E-moduln beider räder dürften aber gleich sein, weshalb die formel sich schön vereinfacht.
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Schönen Tach Leute!
Hab fast alle Berechnungen soweit abgeschlossen, jedoch sind mir dabei suspekte Subjekte untergekommen. :glare:
Da wäre zum Beispiel das "Tau_m", das sich dauernd bei der Berechnung der Vergleichsmittelspannung rumtreibt. Das sagt mir irgendwie garnix. Ist das die mittlere Torsionsspannung über die Zeit, oder die mittlere Torsionsspannung über den Querschnitt (wäre dann gleich 0 XD)?
Und außerdem die Definition der Sicherheit einer Stelle:
Natürlich Bauteilfestigkeit durch vorhandene Spannung.
Ich bin nur grad am Grüblen ob ich für die vorhandene Spannung die vorhandene Nennspannung, oder die örtliche Spannung einsetze.
Klar, Mittelspannung über Zeit und örtliche Spannung hören sich logischer an, aber was weiß ich schon :laugh:
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Das Tau_m ist, wie Du richtig erkannt hast, die mittlere Torsionsspannung über die Zeit (Die Mittlere Torsionssp. über den Querschnitt wäre übrigens NICHT gleich null).
Im üblichen Rechenweg nach Arbeitsheft berücksichtigst Du die Kerben und Spannungserhöhungen bereits in der Bauteilfestigkeit (die ganzen Faktoren kleiner null). Also nimmst du für die Sicherheit die Nennspannung.