2. Beleg Welle

[SCAR(ed)]

kein mensch zwingt euch dazu, die überschlägigen durchmesser (die ja nur ein entwurf sind) dann auch als tatsächlichen durchmesser zu verwenden.

einfachste lösung ist also: durchmesser runter. oder einfach die geometrie gleich lassen und einen günstigeren (=weniger festen) werkstoff.

der sicherheitswert S_D = 1,5 .. 2,5 ist generell als richtwert zu sehen (für jeden berechnungsquerschnitt gleichermaßen). aber natürlich wird man ihn nicht überall gleich gut erreichen.

was die berechnungsstellen angeht: zwei kritische sind gefordert - und geht ruhig davon aus, dass die leute beim kontrollieren genug erfahrung haben, um abzuschätzen, ob nicht ein anderer querschnitt signifikant schlechtere werte hat. es lohnt sich also, zumindest mal überschlägig auch mehr als zwei querschnitte zu prüfen - auch wenn dann nur zwei in den beleg rein müssen.

was die sache mit der torsion als maßgebliches angeht: für S_D ist sie dass nicht immer. wenn M_tm z.B. recht groß ist, aber dafür M_ta sehr gering, dann kann (für die Dauerfestigkeit) auch gerne mal die biegung maßgebend werden. der springende punkt ist: beide sicherheiten (S_F und S_D) müssen passen.

@starKI: wieso muss der wellendurchmesser am lager größer sein als an der nabe (der zum zahnrad, oder?)? ein absatz kann ja auch bedeuten, dass die welle zwischen lager und nabe hin dicker wird. :blink:

[Jule]

kein mensch zwingt euch dazu, die überschlägigen durchmesser (die ja nur ein entwurf sind) dann auch als tatsächlichen durchmesser zu verwenden.

Ja schon klar, aber wenn man solche blöden Werte rausbekommt, zweifelt man an der Richtkeit seiner Rechnung. Das kann ja eigentlich nicht sein, dass man bei normaler Vor- und Nachrechnung (wie gelernt) auf eine Sicherheit von 6 kommt.

[SCAR(ed)]

warum denn nicht? in den zulässigen spannungswerten für die entwurfsrechnung stecken ja auch irgendwelche sicherheiten drin. und die werden sicher nicht so gewählt worden sein, dass man immer an der unteren grenze der sicherheit bei der nachrechnung landet. schließlich sind ja durch unterschiedliche kerbschärfen etc. eine ganze reihe von fällen möglich (die im entwurf ja noch nicht differenziert werden). also nicht verbissen sehen.

die überschlägigen durchmesser sind echt nur hausnummern, wenn man ebend keine erfahrungswerte hat.

[Mr.Bing]

Mir stellt sich gerade folgende Frage:
Wenn ich die Sicherheit an einem Wellenabsatz berechnen möchte, muss ich ja die Formzahl alpha einbeziehen. In dieser Formel ist ein Radius enthalten.
Ist es nicht aber ungünstig, wenn man ein Lager auf die Welle schieben will, dass man dann am Absatz einen Radius hat? Ich dachte immer an solchen Stellen wäre ein Freistich sinnvoll.

[Kaefer]

man ist das alles verwirrend hier, also habt ihr bei der berechnung der sicherheiten mit den überschlägigen durchmessern erstmal gerechnet ??

[Mr.Bing]

man ist das alles verwirrend hier, also habt ihr bei der berechnung der sicherheiten mit den überschlägigen durchmessern erstmal gerechnet ??

Ja.
 
Bin grad bei Berechnung der Vergleichsmittelspannung laut FB4. Wie groß sind denn die die mittlere Biegespannung und die mittlere Torsionsspannung? Sind die jeweils gleich der Biegenenn - und Torsionsnennspannung?

[Jule]

Mir stellt sich gerade folgende Frage:
Wenn ich die Sicherheit an einem Wellenabsatz berechnen möchte, muss ich ja die Formzahl alpha einbeziehen. In dieser Formel ist ein Radius enthalten.
Ist es nicht aber ungünstig, wenn man ein Lager auf die Welle schieben will, dass man dann am Absatz einen Radius hat? Ich dachte immer an solchen Stellen wäre ein Freistich sinnvoll.

Skript S. 72, b oder schau mal im Buch, da ist das auch ein wenig erläutert/ illustriert.

Edit:

Ja.
 
Bin grad bei Berechnung der Vergleichsmittelspannung laut FB4. Wie groß sind denn die die mittlere Biegespannung und die mittlere Torsionsspannung? Sind die jeweils gleich der Biegenenn - und Torsionsnennspannung?

Umlaufbiegung (Biegemittelspannung 0) und Torsionsnennspannung würde ich sagen. Aber gut dass du das ansprichst. Wann nimmt man denn eigentlich i.A. keinen, und wo C_B bzw. C_S als Vorfaktor? Ich finde das ziemlich verwirrend. Wenn man den Beleg mal durchrechnet kommt man bestimmt 3-4mal an die Stelle wo man sich diese Frage stellen muss. In der Vorlesung kam das irgendwie nicht, und aus den Übungsaufgaben geht das auch nicht klar hervor (tw. mal so und mal so).

[Mr.Bing]

Ich weis zwar nicht, ob du das meinst, aber wir hatten in der Übung mal folgende Formeln:
 
tau t,a=tau t,nenn*(Cb-1)
tau t,max=tau t,nenn*Cs
 
sigma b,max=sigma b,nenn*Cs
sigma b,a=sigma b,nenn*Cb
 
b-Biegung
t-Torsion
a-Auschlag

[Bommis]

Woher kommt denn in der tau t,a formel das (CB-1)?  Also, dass das CB rein muss ist klar, aber warum zieht man noch einen ab, während man das bei der Biegung sein lässt?
 
Und wie ist das denn dann beim Zug? Den muss man ja auch noch mit berücksichtigen...

[Lhop]

Bei den Faktoren hab ich mich auch schon totgegoogelt und aus dem Buch und dem ganzen Skripten kann ich das auch nicht wirklich erkennen. Wäre gut wenn das nochmal jemand erklärt.

[Jule]

tau t,a=tau t,nenn*(Cb-1)
tau t,max=tau t,nenn*Cs
 
sigma b,max=sigma b,nenn*Cs
sigma b,a=sigma b,nenn*Cb

Jo, aber wann nimmt was was? Wahrscheinlich fragt sich das Lhop auch

1. Woher kommt denn in der tau t,a formel das (CB-1)?  Also, dass das CB rein muss ist klar, aber warum zieht man noch einen ab, während man das bei der Biegung sein lässt?
 
2. Und wie ist das denn dann beim Zug? Den muss man ja auch noch mit berücksichtigen...

1.[latex] \tau_{t,a} = \tau_{t,B} - \tau_{t,n} = C_B \cdot \tau_{t,n} - \tau_{t,n} = \tau_{t,n} \cdot (C_B - 1)[/latex]. Biegung ist Umlaufbiegung (Mittelspannung 0), da hatten wir in der Vorlesung mal ne Tabelle zu den Lastfällen und den einzelnen Größen.

2. Hm ja, das interessiert mich auch. Eigentlich gibt es zur Druckspannung ja nur den Nennwert, oder?

[Jule]

Hm, ich dachte Tau t,max wäre Cs * Tau t,n und nicht Cb * Tau t,n. Bist du sicher, dass das so stimmt?

Äh ja sorry, du hast Recht! Flüchtigkeitsfehler, hab's gleich mal geändert. Danke!

[starKI]

@starKI: wieso muss der wellendurchmesser am lager größer sein als an der nabe (der zum zahnrad, oder?)? ein absatz kann ja auch bedeuten, dass die welle zwischen lager und nabe hin dicker wird. :blink:

Ne ich mein die Nabe links ... also am Abtrieb. Laut unserem ÜL sollen wir davon ausgehen, dass da ne Kupplung als Nabe draufkommt und wir sollen ausdrücklich nen Absatz als "Anschlag" dafür vorsehen (ich würde ne Hülse zw. Lager und Abtriebsbauteil als viel sinnvoller erachten, weil dann der Absatz wegfällt und vor allem der Durchmesser des nächsten Wellenabsatzes geringer wird und damit mehr "Platz" für die Schrauben bleibt - bei meiner Belegvariante isses nämlich so, dass ich unter den gegebenen Voraussetzungen selbst beim hochfestesten Werkstoff aufgrund der ganzen Absätze den Lochkreisdurchmesser nicht einhalten kann, weil sonst nicht genügend "Fleisch" für die Gewinde im Zahnrad bleibt).
 
Und was ich schon sagte: Achtet mal nicht nur auf die Dauerbruchsicherheiten sondern rechnet auch mal die Sicherheiten gegen Fließen aus (bei mir ist die Sicherheit gegen Dauerbruch an der Welle-Nabe-Verbindung auch 5,5; die Sicherheit gegen Fließen aber nur 2,2 - liegt darin begründet, dass der Betriebsfaktor gegen den Stoßfaktor doch relativ gering ist).

[Bommis]

1. tau_t,a = tau_t,max - tau_t,n = C_B * tau_t,n - tau_t,n = tau_t,n (C_B - 1).

Hm, ich dachte Tau t,max wäre Cs * Tau t,n und nicht Cb * Tau t,n. Bist du sicher, dass das so stimmt?

[Jule]

Und was ich schon sagte: Achtet mal nicht nur auf die Dauerbruchsicherheiten sondern rechnet auch mal die Sicherheiten gegen Fließen aus (bei mir ist die Sicherheit gegen Dauerbruch an der Welle-Nabe-Verbindung auch 5,5; die Sicherheit gegen Fließen aber nur 2,2 - liegt darin begründet, dass der Betriebsfaktor gegen den Stoßfaktor doch relativ gering ist).

Und was hast du am Absatz beim Zahnrad heraus? Auch so große Sicherheiten?