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Ventilfuehrung.jpg Rollenarm_Verbunden.jpg Rollenarm_Gleitend-Nicht_getrennt.jpg

Moin Moin!

Ich habe zur Dimensionierung einige Bauteile von Hand berechnet. Als Ergebnis der Scherkräfte habe ich einen Bolzendurchmesser von 12 mm, bei der Flächenpressung einen Drm. von 16 mm errechnet. Ausgeführt wurde das Teil in Drm. 16 mit einer Rolle von Drm. 20.
So weit so gut.
Nach der Modellierung habe ich das Teil durch die Belastungsanalyse gejagt. Erstaunlicherweise kommen da Ergebnisse jenseits von Gut und Böse raus!
Ich habe mal ein Bild vom Zusammenbau angefügt.
Der berechnete Rollenarm wird 6 mal in der BG eingesetzt.
Zuerst habe ich die Ventilführung als Ganzes berechnet, nach den erschreckenden Ergebnissen habe ich den Rollenarm als separate BG berechnet.
Merkwürdig finde ich alleine schon die Tatsache, dass die Belsatung des Bolzens sich um die Hälfte vergrößert, wenn man sttt verbunden gleitend/nicht verbunden wählt.
An welchen Schrauben kann man da noch drehen, wenn die Ergebnisse Handrechnung und FEM so weit von einander abweichen?

Grüße an die Gemeinde
Torsten

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Moin,

Deine Berechnung "von Hand" geht wahrscheinlich ganz normal von der Scherfläche aus. In diesem Fall eine Ringfläche.
In dieser Methode findet die Verformung des Bauteiles keine Berücksichtigung es wird von einer gleichmäßigen Spannungsverteilung ausgegangen.
Insbesondere wenn man dünnwandige Teile hat, kann es zu Spannungsspitzen kommen. Diese würden dann den Körper einreissen lassen und ähnlich wie ein angeschnittenes Folienstück an dem Ende des Risses immer weiter reissen.
Deshalb sollte man bei hochbelasteten Bauteilen große Veränderungen des Querschnittes vermeiden. Zumindest sollten sie gut abgerundet werden.
Bei dem Beispiel ist genau das pssiert. Die Kraft greift nur oben an, nicht am ganzen Umfang. Außerdem ist da auch noch Biegung im Spiel.
Ich würde in diesem Fall genauestens überlegen wo die Kraft wirklich angreift und dan der FEA gleuben schenken.

Außerdem wen juckt es ob der Bolzen 20 oder 30 mm Durchmesser hat?

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Gruß Frovo

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So, da bin ich wieder!

Danke frovo! 

Die Kraft ist als Lagerbelastung definiert. Es macht auch keinen großen Unterschied, wenn ich sie als "Kraft" definiere. Das Analysenergebnis ist fasat gleich.
Die Kraft liegt auf der halben Umfangsfläche an. Die Rolle liegt bei voller Belastung in einer Nut mit dem gleichen Radius.
Der Bolzen hat 16 mm im Durchmesser.

Ich glaube weiterhin meiner eher meiner Berechnung.
Im Ganzen kann man die Belastung der Rollen ähnlich die eines Niet vorstellen. Da wird ja die Biegung garnicht berechnet.
Vor garnicht allzulanger Zeit habe ich ähnliche Rollenarme mit FEM berechnet. Die hatten Durchmesser von 16 bis 20 mm uns konnten lt. Analyse keine 3000 N aushalten. Da stimmt doch was von meinem Ansatz her nicht. Aber was?

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Moin!

Zitat:

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Original erstellt von TStein:
Im Ganzen kann man die Belastung der Rollen ähnlich die eines Niet vorstellen. Da wird ja die Biegung garnicht berechnet.

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Auch bei den Nieten ist das eine Vereinfachung, derer sich man bewusst sein muss. Und wenn ich mir Dein Bild so anschaue, ist da ein erheblicher Biegeanteil.   

Es kam schon mehrmals vor, dass kritische Kollegen die FEM gegengerechnet habe, und ich kann das auch nur ausdrücklich unterstützen. Es kam aber dann auch mehrmals am Ende heraus, dass man in der eigenen Rechnung nach alter Sitte oder gemäß irgendwelchen vereinfachten Formeln unerwartet hohe Anteile vernachlässigte, was die FEM natürlich nicht tut.

Diese Vernachlässigungen in der klassischen Lehre von Mechanik und Festigkeitslehre sind gefährlich! Fast alle kennen sie, aber kaum jemand beachtet die Grenzen.   

Beispiel Scherbelastung: bei schlanken (!) Biegebalken "darf man sie vernachlässigen". (Was nicht stimmt, die Vernachlässigung macht nur wenig aus.) Wenn es dann kritisch wird, bemüht man sich natürlich, den Biegebalken möglichst kurz zu machen. Und wenn es dann noch nicht reicht, erhöht man die Dicke. Also nix mehr schlank!

Zitat:

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Original erstellt von TStein:
Ich glaube weiterhin meiner eher meiner Berechnung.

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Selbstvertrauen ist ja schön, aber...   

Wenn Du schon in der glücklichen Lage bist, Festigkeitsberechnugen selber ausführen zu können, berücksichtige dabei bitte auch alle Belastungen!   

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Roland  
www.Das-Entwicklungsbuero.de

It's not the hammer - it's the way you hit!

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Hallo Roland!

Mit dem bitte alle Belastungen berücksichtigen hast Du ja recht.
Aber ich habe gerade mal fürn Spaß den Durchmesser des Bolzens auf 30 mm vergrößert.
Jetzt ist die Spannung ungefähr gleich Rp0,2 und das Ganze bei 1,06-facher Sicherheit.
Das kann ich kaum glauben, das es da so ein riesengroßer Unterschied gibt.

So ein 2-Tonnen-Unterstellbock fürs Auto kommt mit nem 10er Stift aus und hier soll ich für 29,5kN einen 30er Bolzen nehmen?
Die DIVA macht ja schöne bunte Bildchen, aber die Biegung rechne ich mir da lieber auch noch von Hand aus.

So denn, Danke für Eure Meinungen und Tipps,

Ab ins WE! 

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[Diese Nachricht wurde von TStein am 23. Jun. 2012 editiert.]

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:
... Merkwürdig finde ich alleine schon die Tatsache, dass die Belsatung des Bolzens sich um die Hälfte vergrößert, wenn man sttt verbunden gleitend/nicht verbunden wählt. ...

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Nein, dass ist gar nicht merkwürdig. Bei einem verbundenen Kontakt kann die gesamte verbundene Fläche die Belastung aufnehmen. Bei einem abhebenden Kontakt (nicht verbunden) kann es zu hohen lokalen Belastung sehr kleiner Bereiche kommen.

Zitat:

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Original erstellt von TStein:
... An welchen Schrauben kann man da noch drehen, wenn die Ergebnisse Handrechnung und FEM so weit von einander abweichen? ...

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Dazu müsste man wissen, an welchen Schrauben überhaupt schon gedreht wurde, bzw. welche Schrauben überhaubt bekannt sind und in ihrer Funktion verstanden wurden.

• Wurde das Netz auf die Analyse hin optimert? (Leider ist in den Bildern das Netz ausgeblendet und zudem die wenig aussagekräftige Glattschattierung verwendet.)
  
• Wurden die Bereiche hoher Spannung auf Singularität untersucht?
  
• Konvergiert das Ergebnis?
  
• Stimmt die Art Deformation?
  
• Wurde die Lagerung so definiert, dass sie den Lastfall richtig abbildet?
  
• Stimmen die Reaktionskräfte?
  

Auf eines kann man sich ziemlich sicher verlassen: Die Software rechnet richtig.

Wo fast immer der Fehler zu suchen ist: Falsche Annahmen des Benutzers und falsche Ergebnisinterpretation.

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Michael Puschner
Autodesk Inventor Certified Expert
Mensch und Maschine Scholle GmbH

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PIN-Abhaengigkeit.jpg Lagerbelastungen.jpg Ergebnis.jpg

Hallo Michael!

Zitat:

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Original erstellt von Michael Puschner:

Dazu müsste man wissen, an welchen Schrauben überhaupt schon gedreht wurde, bzw. welche Schrauben überhaubt bekannt sind und in ihrer Funktion verstanden wurden.

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Ich habe an den Abhängigkeiten hoffentlich nichts übersehen und alle der Reihe nach durchgetestet. Ehrlich gesagt gibt es da in den Ergebnissen auch keine großen Unterschiede.
Verbunden und gleitend/nicht getrennt wurde schon besprochen. Da gehe ich auch von letzterem aus. Die Lasten sind natürlich höher. Das habe ich verstanden.

Zitat:

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[*] Wurde das Netz auf die Analyse hin optimert? (Leider ist in den Bildern das Netz ausgeblendet und zudem die wenig aussagekräftige Glattschattierung verwendet.

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Da gibt es gewiss noch Optimierungsbedarf.

Zitat:

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[*] Wurden die Bereiche hoher Spannung auf Singularität untersucht?

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Sorry, da ist bei mir mit Mathe Schluß, leider!

Zitat:

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[*] Konvergiert das Ergebnis?

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Äh, was?

Zitat:

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[*] Stimmt die Art Deformation?

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Ja

Zitat:

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[*] Wurde die Lagerung so definiert, dass sie den Lastfall richtig abbildet?

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Ich denke ja

Zitat:

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[*] Stimmen die Reaktionskräfte?

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Die Richtungen sind ok, die Werte finde ich zu hoch.

Zitat:

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Auf eines kann man sich ziemlich sicher verlassen: Die Software rechnet richtig.

Wo fast immer der Fehler zu suchen ist: Falsche Annahmen des Benutzers und falsche Ergebnisinterpretation.

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Ich glaube auch, dass das Problem vor dem Rechner sitzt.

Nur, wo ist der Fehler in meinem Ansatz?

Diese Rollenarme finden schon seit Jahren Anwenung in diversen Armaturen und haben bisher auch niemals wegen Verformungen oder Bruch versagt.
Deswegen bin ich ob der Ergebnisse irritiert.

Ich wünsche Allen noch einen schönen Sonntag 

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:
... Nur, wo ist der Fehler in meinem Ansatz? ...

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Das lässt sich mangels genauer Aufgabenstellung und nicht hinreichender Erklärung der Vorgehensweise nicht so einfach feststellen. Fest steht aber, dass wohl noch grundsätzliches Wissen über die FEM fehlt.

Schade mein letztes FEM-Seminar habe ich gerade letzte Woche gegeben, da wären noch Plätze frei gewesen.

Was ich aber aus den Antworten und Bildern schon entnehmen kann:

Das Netz ist im Bereich der hohen Spannungen vermutlich zu grob. Jetzt sieht man auf dem Bild zwar das Netz, aber nur den Sicherheitsfaktor in Glattschattierung. Aussagekräftiger wären die Spannungen (von Mieses und Hauptspannungen) in Konturschattierung.

Eine Pin-Abhängigkeit (Bolzenlagerung) ergibt eigentlich keinen Sinn, wenn alle drei Richtungen gesperrt werden. So entspricht sie exakt einer Festgelegten Abhängigkeit (Fixierung).

Dann sieht es so aus, als gäbe es auch noch eine Lagerbelastung (Lagerlast) auf dieser Fläche. Lasten auf fixierten Elementen sind aber völlig sinnlos.

Ergebnisse mit unerklärlich hohen Spannungen müssen immer auf Singularität und Konvergenz geprüft werden, um die Ursache zu erkennen.

Zitat:

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Original erstellt von TStein:
... Sorry, da ist bei mir mit Mathe Schluß, leider! ... Äh, was? ...

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Macht nix ... es gibt ja Google:

Singularität

Singuläre Sapnnung

Konvergenz FEM

  

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Michael Puschner
Autodesk Inventor Certified Expert
Mensch und Maschine Scholle GmbH

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Ich kann nicht beurteilen, was Ihre Handrechnung für Ergebnisse gebracht hat, da Sie diese nicht offen gelegt haben. Auch ist es anhand Ihrer Bilder nahezu unmöglich, den konkreten Lastfall, Einspannbedingungen und die Geometrie zu ermitteln. Trotzdem ein Versuch:

Aus Ihren Bildern habe ich eine Querkraft von Q=22915 N entnommen. Aus den Größenverhältnissen Ihrer Bilder kann abgeschätzt werden, dass die Rollenbreite ungefähr b=10mm beträgt. Weiter sieht es so aus, als ob Sie davon ausgehen, dass die Querkraft in der Rollenmitte wirkt und die starre Bolzeneinspannung direkt am Ende der Rolle beginnen würde.

Mit diesen Annahmen ergäbe sich eine Biegemoment von der Rollenmitte zur festen Einspannstelle von Mb=Q*b/2=114,58 Nm. Daraus resultiert bei einem 16er Bolzendurchmesser (Wa=1/32*Pi*d^3= 402mm³ eine Biegenennspannung von Sigb=285 N/mm².

Die Schubspannung nach dem vereinfachten (konstant) Ansatz liefert Tau=Q/A=114 N/mm².

Die Vergleichsspannung errechnet sich dann zu Sigv=(Sig_b^2 +3*Tau^2)^(0,5)=346 N/mm².

Bei all diesen teils recht groben Vereinfachungen und Abschätzungen liegt diese Vergleichsspannung schon ziemlich nahe an Ihrer von Mises-Spannung aus dem Bild des ersten Beitrags.

Zitat:

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Original erstellt von Michael Puschner:
... fest steht aber, dass wohl noch grundsätzliches Wissen über die FEM fehlt. ...

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Scheinbar fehlt nicht nur Basiswissen zu FEM, sondern auch zur elementaren Festigkeitslehre.

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"Ich stimme mit der Mathematik nicht überein. Ich meine, daß die Summe von Nullen eine gefährliche Zahl ist."  (Stanislaw Jerzy Lec)

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:
...Durchmesser des Bolzens auf 30 mm vergrößert.
...kaum glauben, dass es da so ein riesengroßer Unterschied gibt.

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Na, denn aber mal flugs wieder ins Buch geschaut! Biegespannung geht gegen Widerstandsmoment, und das geht mit der 3. Potenz des Durchmessers, den Du fast verdoppelt hast.

Dass ähnliche Bauteile bisher halten, ist kein Argument dagegen, dass die Rechnung stimmt. Die für eine Berechnung sinnigerweise anzunehmenden Maximallasten in maximaler Wechselhäufigkeit und mit maximaler Wechselamplitude treten so in der Wirklichkeit meistens nicht auf.

Könnten aber!

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Roland  
www.Das-Entwicklungsbuero.de

It's not the hammer - it's the way you hit!

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Zitat:

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Original erstellt von Doc Snyder:
Na, denn aber mal flugs wieder ins Buch geschaut!

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Versprochen! 
Bislang hatte ich mit FEM und Festigkeit nicht viel zu tun. Wenn, dann waren es einfache Berechnungen auf Druckfestigkeit.
Hier rächt sich jetzt meine Ausbildung, die den Schwerpunkt auf Fertigungstechnik hatte. 

Gruß
Torsten

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:

Hier rächt sich jetzt meine Ausbildung, die den Schwerpunkt auf Fertigungstechnik hatte.  

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Sorry, das ist Mechanik 1. Semester, max. 2. Semester. Da gibtŽs noch keine Spezialisierung auf Fertigungstechnik. Und auch als Meister oder Techniker solltest Du diese Grundlagen kennen.

CU

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Der vernünftige Mensch paßt sich der Welt an;
der unvernünftige besteht auf dem Versuch, die Welt sich anzupassen.

Deshalb hängt aller Fortschritt vom unvernünftigen Menschen ab.
(George Bernard Shaw)

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---

Aber nur wenn der Meister oder Techniker schon vor mehr als 15 Jahren absolviert wurde.

Lieber Mathias du würdest es nicht glauben was heute dort ausgebildet wird.....

Grüße

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Armes Deutschland....  

Und wenn man dann noch anschauen muß, dass der gute alte Dipl-Ing an den Nagel gehängt wird zugunsten von Bachelor / Master. Und andererseits die AmiŽs darüber nachdenken den Dipl-Ing einzuführen.... 

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Der vernünftige Mensch paßt sich der Welt an;
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Deshalb hängt aller Fortschritt vom unvernünftigen Menschen ab.
(George Bernard Shaw)

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---

So, wenn Ihr mit der Hetzerei fertig seit, kann ja einer von Euch hier dicht machen.

Is, klar. Früher war alles besser und heute verlassen nur noch Idioten die Unis 

Ich hatte seit 15 Jahren nichts mit solchen Berechnungen zu tun.
Ich wäre gespannt, wenn Ihr mal zu einem Thema gefragt werdet, wo ihr solange raus seit.

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:

Ich hatte seit 15 Jahren nichts mit solchen Berechnungen zu tun.
Ich wäre gespannt, wenn Ihr mal zu einem Thema gefragt werdet, wo ihr solange raus seit.

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Das ist doch ein ganz anderer Hut... Das passiert uns allen mal. 
Aber bitte nicht bei Grundlagen auf einen angeblich nicht vorhandenen Studieninhalt berufen. Das glaubt Dir keiner.

Und wenn dein Studium ca. 15 Jahre her ist, dann ist es gar nicht sooo unterschiedlich zu meinem. Ist auch erst 20 Jahre her.

zum Thema: Was wir damals in der Schule gelernt haben beruht auf geschickten Vereinfachungen, um die komplexen Zusammenhänge überhaupt mit herkömmlichen Mitteln zu erfassen. Und um den Einfluß dieser Vereinfachungen abzubilden haben wir dann Sicherheitsfaktoren angesetzt.

Die FEM geht mit anderen Vereinfachungen auf einem anderen Niveau an die Sache heran. Dadurch sollten die benötigten Sicherheitsfaktoren eigentlich geringer werden. Da wir aber bei der Beschreibung des Systems ( d.h. Vorgabe der Randbedingungen) sehr viel mehr Fehler machen können bin ich mir nicht wirklich sicher, ob die Sicherheiten nicht sogar größer als bei der herkömmichen Methode sein sollten. 

Ich kenne da  so ein paar Fälle, wo mit Berufung auf die FEM die alten Konstruktionsansätze / Sicherheitsfaktoren bei Seite geschoben wurden (und damit auch die erfahrenen Konstrukteure). Mit teilweise sprichwörtlich fatalen Folgen, nicht nur wirtschaftlich. 

Also: Wenn es größere, auf den ersten Blick nicht erklärbare, Abweichungen zwischen manuell und FEM gibt immer (auf beiden Seiten) die Randbedingungen kontrollieren. Damit klärt sich das Problem meistens.

BTW: Ich nutze die FEM heute meist um die Verformungen zu bestimmen / beherrschen. Und wenn die Verformung stimmt ist meist auch die Belastung im grünen Bereich.

CU

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Deshalb hängt aller Fortschritt vom unvernünftigen Menschen ab.
(George Bernard Shaw)

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[*] Konvergiert das Ergebnis?

http://inventorfaq.blogspot.de/2010/10/fem-berechnung-exaktere-ergebnisse.html

http://inventorfaq.blogspot.de/2009/08/inventor-2010-fem-skillbuilder-zur.html

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Grüsse
Jürgen
Inventor FAQ
Inventor eBook 1577 Seiten
www.dressler.biz
Autodesk Inventor Certified Expert

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Danke Jürgen!

Ich hatte mir 2010 mal ein Buch von G. Scheuermann gekauft. Leider war das keine wirkliche Hilfe, da es zu allgemein gehalten war. Hat mich nicht wirklich weitergebracht als F1.
Eine Knackwurst sind IMHO die Kontaktarten. Da wird man aus der Hilfe nicht wirklich schlau.

Langsam werde ich mit der Materie wieder warm.

Gruß
Torsten

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Top Links Jürgen, vielen Dank.
Was mich interessieren würde ist, ob man mit dem H-Schwellenwert auch bei Schweißkonstruktionen gute Ergebnisse hinbekommt.
Also Konstruktionen in denen tatsächlich Volumen für Schweißnähte eingesetzt worden sind.

Grüße Falk

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Zitat:

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Original erstellt von loop29:
... Was mich interessieren würde ist, ob man mit dem H-Schwellenwert auch bei Schweißkonstruktionen gute Ergebnisse hinbekommt.
Also Konstruktionen in denen tatsächlich Volumen für Schweißnähte eingesetzt worden sind. ...

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Selbsverständlich wirkt sich jede Netzverfeinerung, also auch die H-Verfeinerung für die Konvergenzbetrachtung, auf die Volumenkörper der Schweißnähte aus.

Nur werden damit die Ergebnisse nicht unbedingt besser. Ich berechne ja nur das von IV erzeugte Schweißnahtmodell genauer. Da aber Schweißnähte in Wirklichkeit keine auf die Bauteile aufgeklebten Materialstreifen sind, ist eine quantitative Aussage ohnehin fragwürdig.

Siehe auch diesen Beitrag.

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Michael Puschner
Autodesk Inventor Certified Expert
Mensch und Maschine Scholle GmbH

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Zitat:

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Original erstellt von Michael Puschner:

Nur werden damit die Ergebnisse nicht unbedingt besser. Ich berechne ja nur das von IV erzeugte Schweißnahtmodell genauer. Da aber Schweißnähte in Wirklichkeit keine auf die Bauteile aufgeklebten Materialstreifen sind, ist eine quantitative Aussage ohnehin fragwürdig.

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Nee, nicht aufgeklebt. Aber mit Kontaktart verbunden simuliert man zumindest einen Stoffschluß zwischen den Schweißnähten und den verschweißten Bauteilen. Generell ging es mir aber um die Hotspots an Schweißnähten, die ich regelmäßig erhalte. Die Versauen leider die qualitative Aussage des Berechnungsergebnisses.
Ich werd da jetzt leider nicht schlau drauß, was Du mit "aufgeklebten Materialstreifen" meinst.
Von meinem Standpunkt ist der "Verbunden"-Kontakt der einzig "Richtige" um einen Stoffschluß zu simulieren, i.e. Schweißnaht.

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Zitat:

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Original erstellt von TStein:
So, wenn Ihr mit der Hetzerei fertig seit, kann ja einer von Euch hier dicht machen.

Is, klar. Früher war alles besser und heute verlassen nur noch Idioten die Unis   

Ich hatte seit 15 Jahren nichts mit solchen Berechnungen zu tun.
Ich wäre gespannt, wenn Ihr mal zu einem Thema gefragt werdet, wo ihr solange raus seit.

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Du fällst ja augenscheinlich nicht ins Raster .... was regst du dich auf ??
nur getroffene Hunde beißen ....

p.s.: meine Erfahrung mit der "iPhone-Generation" zeigt imschnitt:
- ein dreifach langsameres Lernvermögen
- Schwierigkeiten beim begreifen einfachster Zusammenhänge
- Dinge die nicht gespeichert werden können, sind nach 2 Tagen verloren.
Du gehörst ja nicht dazu ...
Grüße

[Diese Nachricht wurde von Husky am 29. Jun. 2012 editiert.]

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Zitat:

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Original erstellt von loop29:
... Ich werd da jetzt leider nicht schlau drauß, was Du mit "aufgeklebten Materialstreifen" meinst. ...

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Ich meine damit, dass ein verbundener Kontakt nur bestimmte Knoten eines Netzes mit bestimmten Knoten eines anderen Netzes steif verbindet. Das entspricht einer idealisierten Klebung, oder nennen wir es ruhig einen Stoffschluss.

Schweißnähte sind aber nicht homogen und verändern auch die Werkstoffeigenschften des Grundstoffes in ihrer Umgebung. Zusatzwerkstoff und Grundwerkstoff sind also nicht einfach nur hart begrenzt aufeinander liegend schlüssig verbunden.

Zitat:

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Original erstellt von loop29:
... Von meinem Standpunkt ist der "Verbunden"-Kontakt der einzig "Richtige" um einen Stoffschluß zu simulieren, i.e. Schweißnaht.

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Das ist richtig. Der Kontakt "Verbunden" ist hierfür die beste Wahl. Oft stellt mein eine Schweißnaht nur über einen Kontakt längs einer Kante dar, ohne die Naht überhaupt ausmodelliert zu haben. Die nächste Annäherung ist dann die ausmodellierte Naht als separates Bauteil zu behandeln, ebenfalls über einen Kontakt "Verbunden" in das Modell integriert.

"Hotspots" durch singuläre Spannungen müssen dabei, je nach Ursache, genauso behandelt werden, wie sonst im Modell auch. Darauf gehen ja u.a. auch die Dokumente in dem anderen Thread ein.

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Michael Puschner
Autodesk Inventor Certified Expert
Mensch und Maschine Scholle GmbH

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Zitat:

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Original erstellt von Husky:

Du fällst ja augenscheinlich nicht ins Raster .... was regst du dich auf ??
nur getroffene Hunde beißen ....

[Diese Nachricht wurde von Husky am 29. Jun. 2012 editiert.]

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Hallo Husky!

Ich finde es nicht in Ordnung so allgemein abzuwatschen.
Es gibt und gab und wir immer Nüsse geben.

Ich wünsche allen ein schönes WE!
Torsten 

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Moin Moin!

So langsam sehe ich Land im FEM-Dschungel.

Das man mit den Ergebnissen der FEM vorsichtig umgehen sollte und nicht alles Glaubt, was das Erfinderlein so rechnet, genauso wie man den eigenen Rechnungen nicht immer Glauben schenken sollte 

Ich habe mir nochmal das Buch von G. Scheuermann vorgenommen. Jetzt kann ich auch mit den Begriffen Konvergenz und Singularität was anfangen. Das stand ja vor 1,5 Jahren auch schon da geschrieben, aber wenn man nich weiß, was das alles Bedeutet....

Also, das Buch ist doch nicht so schlecht und eine gute Ergänzug zu F1.

Ich wünsche Euch einen guten Start in die neue Woche
Torsten

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Das ist gut!!
Lass Dich nicht entmutigen, einfach ausprobieren und die Ergebnisse gewissenhaft überprüfen.
Dann ergeben sich recht verlässliche Aussagen über die Festigkeit.
Zusätzliche Literatur hilft in jedem Fall, eventuell auch mal in die Tutorials von Ansys reinschauen oder Anwendungsbeispiele.
Bei CADFEM gibtŽs da denke ich recht viel.

Grüße

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Unbenannt21.png

Hiii Leute,
ich würde dieses Ergebniss auch mal per Hand zu Fuß berechnen. Leider komme ich nicht mal annähernd auf das Ergebnis. Ich habe den Baustahl aus Material gewählt und eine Kraft von 1000 N mittig auf das Bauteil. Als Abhängigkeit habe ich die Stirnfläche genommen (Fest). Die Maße meines Bauteils sind 100x50x10. Kann mir einer Weiterhelfen?? Ich wäre echt Dankbar.  

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Zitat:

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Original erstellt von Nazar74:

Leider komme ich nicht mal annähernd auf das Ergebnis. 

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... sondern auf was?
Laß uns doch mal sehen, was Du so per Hand zu Fuß gerechnet hast und wie.

Zusätzliche Rückfrage: Bist Du Dir bewußt, daß Du eigentlich eine Flächenlast (Druck) von 0,2 MPa aufgebracht hast?

Jürgen

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Bildung kommt nicht vom Lesen, sondern vom Nachdenken über das Gelesene. (Carl Hilty)

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Hallo Nazar74,

ich gehe davon aus, das Du die linke Fläche in der FEM Berechnung fixiert hast.

Damit hast Du wahrscheinlich was ausgerechnet, was es so in der Praxis gar nicht gibt.

Mit viel Aufwand kannst Du ein Ersatzmodell gestalten, um eine annähernd praxisnahe Einspannung zu simulieren.

Um schnell halberlei vernünftige Werte zu erhalten, solltest Du von Hand rechnen.

Aktuell muss Du im Inventor noch auf hilfreiche Tools wie Forceeffect, oder die Ausgabe des Wx, etc. verzichten, ich träume aber seit der Version INV 5.3 (Wx, usw.) davon, das diese kleinen Tools zur einfachen groben Berechnung, irgendwann im INV (2015?) vorhanden sind. 

Grüße

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Rechnung.png

Berechnet habe ich es so... Danke für Eure Hilfe   

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Zitat:

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Original erstellt von Nazar74:
eine Kraft von 1000 N mittig auf das Bauteil.

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Eine Kraft wirkt immer gleichmäßig auf die ganze Fläche, die gewählt wurde. Wenn du sie "mittig" willst, mußt du durch Flächentrennung die Stelle erzeugen

Zitat:

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Berechnet habe ich es so...

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An der Klebestelle  schauts kritisch aus.   

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Du hast gleich mehrere Fehler in der Vergleichsspannung. Schau dir bitte nochmal an wie von Mises eigentlich aussieht...

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Moin,
stimmt der Wert für die Balkenbreite, den Du in die Gleichung für das Widerstandsmoment eingestezt hast?
Ulrich

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Du könntest auch erst mal die Durchbiegung geüberstellen (die ist im FEM einfacher auszuwerten). Und danach ggf. bei deiner Handrechnung auf Fehlersuche gehen. Wenn diese beiden Werte übereinstimmen muss du dir nur noch die richtige Spannung von deiner Software ausgeben lassen.

MfG Wolfen

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Zitat:

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Original erstellt von Nazar74:
Berechnet habe ich es so

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Da hätte ich das in meinem obigen Beitrag Duchgestrichene wohl besser doch undurchgestrichen stehen lassen sollen 

Jürgen

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Zitat:

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Original erstellt von ulrix:
Moin,
stimmt der Wert für die Balkenbreite, den Du in die Gleichung für das Widerstandsmoment eingestezt hast?
Ulrich

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Wenn die stimmen sollte, dann stimmt sie wohl bei der Schubspannung nicht...

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Zitat:

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Original erstellt von Cheeseburger:
Du hast gleich mehrere Fehler in der Vergleichsspannung. Schau dir bitte nochmal an wie von Mises eigentlich aussieht...

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Naja, die 30 sind ja schon quadriert worden, auch wenn's nicht so da steht.
Und die Spannungen auf diese Weise generell mal zu halbieren, ist gar keine so schlechte Idee.
Man muss halt nur dem Werkstoff irgendwie klarmachen, dass er sich gefälligst dementsprechend zu verhalten hat... 

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Auf http://www.optiyummy.de/index.php?title=Software:_CAD_-_Tutorial gibts ein gutes Tutorial zur Verwendung der Belastungsanalyse

Gruß
Torsten 

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