Передача Расчет на контактную выносливость зубьев

Заменяя в формуле (21) Q = P (с учетом коэффициента нагрузки Kff), подставляя значение р р, выполняя действия, аналогичные выводу формулы (23) и используя формулы (95), (96), (96а), получим в соответствии с ГОСТ 21354—75 следующую общую формулу для выполнения проверочного расчета на контактную выносливость зуба закрытой цилиндрической передачи и передачи с низкой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев [c.92]

Ориентировочные значения 4 или Re для конической передачи определяют, исходя из расчета на контактную выносливость зубьев колес. Внешний делительный диаметр шестерни, мм [c.62]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

МЕТОД РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ ЗУБЬЕВ [c.608]

Как было сказано, характерными особенностями работы червячных передач являются Виды разрушения, большие скорости и неблагоприятные условия смазки, особенно в полюсной зоне. Поэтому при больших нагрузках в этой зоне появляется заедание, приводящее к постепенному разрушению зубьев червячного колеса. Заедание особо опасно для колес, изготовленных из безоловянных бронз и чугуна. Оловянные бронзы более стойки против заедания, но у них низкая контактная прочность, поэтому заеданию предшествует усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев колеса. Поскольку интенсивность заедания зависит от величины контактных напряжений, расчет на контактную выносливость для червячных передач является основным. [c.310]

В приведенных наибольший вращающий момент на шестерне в кГ м, определяемый с учетом сил инерции, возникающих в приводе. Не учитывают только те пиковые нагрузки, число циклов действия которых на каждый зуб шестерни не превосходит 10 за весь расчетный срок службы передачи К ц — по формуле (5) с учетом при.мечания к табл. 19 К/) — то же, что и при расчете на контактную выносливость Р — коэффициент, учитывающий наклонное (к основанию) расположение опасного сечения зуба косозубого (шевронного) зубчатого колеса (фиг. 24) — коэффициент, учитывающий переход от расчета зуба по наклонному опасному сечению к расчету зуба по его основанию (фиг. 25). [c.459]

Обычно при твердости рабочих поверхностей НВ < 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют расчетом на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев. Расчет зубьев на изгиб в этом случае носит поверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.240]

При твердости рабочих поверхностей НВ 350 может случиться, что нагрузочная способность передачи будет ограничиваться не контактной выносливостью рабочих поверхностей (вследствие высоких допускаемых напряжений [о1 ов), а прочностью зубьев на излом. В этом случае габариты передачи, определенные из расчета на излом, будут больше, чем найденные расчетом на контактную выносливость, уменьшить их можно, применив корригированные зубчатые колеса. [c.240]

Коэффициент Zp, учитывающий влияние наклона зуба при расчете на контактную выносливость, определяют в зависимости от типа передачи [c.200]

Проверочный расчет непрямозубых передач выполняют на контактную выносливость по формуле (90) на выносливость зубьев при изгибе—по формуле [c.109]

Выполняют проверочный расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев передачи по формуле [c.152]

ГОСТ 21354—75 рекомендует следующие расчеты зубьев передач 1) на контактную выносливость в целях предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев 2) на контактную прочность при действии максимальной нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя 3) на выносливость при изгибе для предотвращения усталостного излома зубьев 4) на малоцикловую выносливость нри изгибе с целью предотвращения излома зубьев от малоцикловой усталости при плавном и ударном нагружении (см. приложение 1 к ГОСТ 21364—75) [c.40]

Для коробок передач и специальных редукторов, для которых числа зубьев задаются кинематическим расчетом, модуль определяют по диаметру шестерни d ,i, рассчитанному по формуле (6.2) на контактную выносливость зубьев [c.52]

Расчет па прочность косозубых и шевронных колес аналогичен расчету прямозубых. Размеры закрытых передач также определяют ис расчета на контактную прочность и проверяют на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Открытые передачи косозубыми колесами применяют редко. При одинаковых размерах и материалах косозубые передачи обладают большей нагрузочной способностью, чем прямозубые. Объясняется это в основном более высоким коэффициентом перекрытия, т. е. большей длиной контактных линий, а следовательно, меньшей нагрузкой на единицу длины контактной линии и меньшими (при данных размерах и нагрузках) контактными напряжениями. Повышенная прочность косых зубьев на изгиб объясняется, кроме того, тем, что контактные линии наклонны и поэтому уменьшается плечо изгибающей зуб силы. Строгий математический учет перечисленных факторов невозможен, и они отражаются в расчетных формулах эмпирическими коэффициентами повышения нагрузочной способности непрямозубых передач по сравнению с прямозубыми — при расчете на контактную прочность и и — при расчете на изгиб. В среднем можно считать тот и другой коэффициент равным 1,35. [c.384]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

Поскольку в открытых передачах отсутствует усталостное выкрашивание, расчет их на контактную выносливость не производят. Однако, чтобы предупредить возможное пластическое деформирование или хрупкое разрушение поверхностен зубьев, проверяют по формулам (1) и (9) нормальное контактное напряженке в поверхност- [c.465]

Влияние коррекции зацепления на нагрузочную способность косозубой передачи рассматривалось в гл. I. Хотя результаты получились в основном отрицательные, нельзя не учитывать, что в дальнейшем могут быть разработаны более эффективные способы коррекции зацепления. С этих позиций представляет интерес теоретическое исследование возможностей коррекции зацепления на базе современных представлений о расчете зубьев на контактную выносливость. На первый взгляд пред- [c.207]

В работе [86] излагается метод расчета косозубых колес на контактную выносливость, с помощью которого можно исследовать эффективность выбранного вида коррекции теоретическим путем. Предполагается, что у относительно мягких НВ 350) косозубых колес начальное (не прогрессивное) выкрашивание рабочих поверхностей зубьев приведет к такому изменению геометрии зубьев, при котором нагрузка распределится по контактной линии пропорционально изменению приведенного радиуса кривизны зубьев р р вдоль этой линии. В связи с неодинаковой контактной выносливостью опережающих и отстающих поверхностей (см. гл. III) предлагается раздельно учитывать отрезки контактных линий на головках и ножках зубьев, причем несущая способность контактных линий на ножках принимается большей, чем на головках. Автор метода считает, что предложенные им изменения в расчете косозубых передач позволят правильно подойти к выбору коррекции и во многих случаях обеспечат возможность резкого увеличения нагрузок по сравнению с получаемыми с помощью используемых в настоящее время методов расчета. Предлагаемый метод пока не прошел развернутой экспериментальной проверки, что не позволяет сделать окончательного вывода о его эффективности. Представляется, что судить о практической ценности того [c.208]

В связи с этим Для закрытых червячных передач основным является расчет на контакт -ную выносливость (выполняемый как проектный или проверочный), а проверочный расчет на выносливость по изгибу зуба — дополнительный. Дополнительные также проверочные расчеты на контактную и изгибную прочность от максимальной нагрузки и расчет на нагрев. [c.85]

Расчет передачи на контактную выносливость. Согласно рекомендациям (см. с. 61) принимаем пропорционально понижающиеся зубья (форма I). Вычисляем начальный диаметр [c.121]

Расчет передачи на контактную выносливость. Согласно рекомендациям (см. с. 61) принимаем понижающиеся зубья, у которых вершины конусов делительного и впадины не совпадают (форма II). [c.124]

Для закрытых зубчатых передач редукторного типа в большинстве случаев решаюш,ую роль для определения их размеров играет расчет рабочих поверхностей зубьев на выносливость по контактным-напряжениям. Этот расчет выполняется как проектный. Кроме того, производится проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, весьма невелики. Исключения могут иметь место в двух случаях [c.69]

Если расчеты выполнены на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям с определением d[ или а, числом зубьев можно задаваться и выполнять проверочные расчеты на изгиб. Исключение составляют передачи коробок скоростей и подач, для которых числа зубьев колес определяются из кинематического расчета [37]. [c.110]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Для предупреждения усталостного выкрашивания поверхностей зубьев необходимы расчет на выносливость по контактным напряжениям, а также применение передач со смещением, увеличение поверхностной твердости материала, повышение точности изготовления зубчатых колес. [c.287]

Для зубчатых передач, работающих в масле, основным видом разрушения является усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Выкрашивание начинается обычно вблизи полюсной линии на ноя ках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев, а скольжение л перекатывание профилей зубьев направлены так, что масло запрессовывается в трещины и способствует выкрашиванию частиц металла (см. рис. 180). Усталостное выкрашивание зубьев предупреждается расчетом на выносливость по контактным напряжениям, повышением твердости поверхностей зубьев и повышением степени точности. [c.257]

Теплопрочные стали используют для тяжелонагруженных шестерен летательных аппаратов. Несмотря на минимальные потери энергии в зубчатых передачах, благодаря повышению точности изготовления зубчатых колес температура на рабочих поверхностях достигает 200-300 °С при работе в масляных ваннах. Зубчатые колеса из этих сталей содержат повышенное количество карбидов в рабочем слое, так как при цементации содержание углерода доводят до 1,2-1,6 %.Карбиды в слое обеспечивают повышение износостойкости и предела контактной выносливости. Термическое упрочнение предусматривает высокий отпуск перед закалкой детали. Образовавшиеся во время отпуска карбиды не растворяются полностью при нагревании под закалку. Для предварительных расчетов зубчатых колес на долговечность регламентированы пределы контактной выносливости и пределы выносливости зубьев при изгибе (ГОСТ 21354-87) с учетом условий обработки колес. [c.101]

Закрытые зубчатые передачи рассчитываются на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба (обычно проверочный расчет). [c.43]

Следовательно, имеет место довольно значительное отличие условий работы находящихся в зацеплении зубьев от предпосылок, положенных в основу вывода выражения (38) гл. 13 для наибольшего давления между соприкасающимися круговыми цилиндрами, с параллельными осями. Несмотря на это. выражение (38) гл. 13 все же лежит в основе расчета рабочей поверхности зуба на контактную прочность (выносливость). Соответствующий выбор допускаемых значений давлений, проверенных практикой применения зубчатых передач, позволяет получать достаточно хорошие результаты. [c.411]

Структура расчетных формул на контактную прочность активных поверхностей зубьев и на выносливость их при изгибе максимально приближена к зависимостям, используемым при расчете зубьев эвольвентных передач по ГОСТ 21354—75. Приведены все необходимые данные для составления алгоритма расчета передач с зацеплением Новикова на прочность с использованием ЭВМ. [c.92]

Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Расчет. на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых колес стандартизирован ГОСТ 21354—75. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и выполняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубьев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров. [c.167]

Правильно спроектированные передачи должны быть рассчитаны так, чтобы любая из возможных причин повреждения зубьев была исключена. В соответствии с этим расчетным путем проверяют выносливость рабочих поверхностей (контактная и изгибная прочность зубьев). Общепринятой методики расчета зубьев на износ и заедание в настоящее время нет. Открытые передачи рассчитывают только на изгиб, закрытые — на контактную прочность, и проверяют зубья на изгиб. [c.84]

Размеры или а , зубчатой передачи определяют (если они не были ранее выбраны конструктивно) из расчета на контактную выносливость зубьев. По рекомендации приложения 1 к ГОСТ 21354—75 в целях упрощения расчета ряд величин взят в усредненно.м значении и объединен коэффициентами Ка для расчета диаметра шестерни и Ка для расчета межосевого расстояния [c.44]

Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев (проверочный расчет). В основу расчета передач Нови сова на прочность положен метод из Методических рекомендаций МР24—81 Передачи зубчатые Новикова цилиндрические с твердостью поверхностей зубьев <320 НВ. Расчет на прочность . Проверочный расчет на прочность активных поверхностей зубьев выполняется по формуле [c.62]

Следует учесть, что при проверке на изгиб зубьев (с твердостью <НВ350) закрытой передачи, размеры которой определены из расчета на контактную выносливость, обычно оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Этот результат не должен рассматриваться как недогрузка передачи и ее параметры изменять не следует. [c.100]

После выполнения проектного расче-та, учитывая, что основным видом разрушения закрытых зубчатых передач является усталостное выкрашивание (пит-тинг) поверхности зубьев вблизи полюсной линии, переходят к проверочному расчету на контактную выносливость. [c.63]

Правильно спроектированные передачи должны быть рассчитаны так, чтобы избежать любую из возможных причин повреждения зубьев. В соответствии с этим, зубчатые передачи рассчитываются на выносливость рабочих поверхностей, т. е. на контактную прочность, и па предотвращение излома зубьев. Первый расчет является осповпйм для закрытых передач расчет на изгиб является основным для открытых передач и проверочным для закрытых, поскольку, как показывают расчеты, размеры передачи, определенные из условий контактной прочности, обеспечивают достаточную прочность и на изгиб. [c.217]

При расчете зубьев на контактную выносливость исходят из следующих положений а) силу нормального давления = 0 считают приложенной в полюсе зацепления Я (рис. 65, а) Р —Ff/ osa , б) зубья рассматривают как цилиндры с образующей длиной Ь и радиусами кривизны р1 = 0,5 1з1па р2 = 0,5Й2 3ша = 0,5ы ,з1па. Для непрямозубой передачи (см. ниже) форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого = ф соз р, а суммарная длина контактной линии Ь = 1х = Ьва/соз Рь. Приведенный радиус кривизны (см. занятие 2) [c.92]

Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям пользуются формулой (3.2) максимальное нормальное напряжение принято обозначать индекс Н (лат.) соответствует первой букве фамилии знаменитого физика Нег1г а нагрузка на единицу длины контактной линии зубьев [c.29]

Хотя в таких передачах непосредственно металлического контакта зубьев нет, но при длительной работе появляется усталость поверхностного слоя. Это выражается в появлении небольших углублений, при дальнейшей работе зацепления они превращаются в раковины, в которые запрессовдвается масло, что способствует выкрашиванию частиц металла. При невысокой твердости зубьев происходит полезное явление — прирабатывание поверхностей зубьев в начальный период работы и сглаживание появившихся раковин. Основные меры предупреждения выкрашивания повышение твердости поверхности зуба путем термообработки, повышение степени точности, увеличение межосевого расстояния в соответствии с расчетом на выносливость по контактным напряжениям и др. [c.172]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...