Передачи Расчет зубьев на контактную прочность

Если основным критерием работоспособности зубьев зубчатых колес является прочность на изгиб, например для зубьев, закаленных до высокой твердости рабочей поверхности, то при проектировочном расчете передачи следует сначала определить модуль т зубьев расчетом зубьев на изгиб, а затем выполнить проверочный расчет зубьев на контактную прочность. [c.198]

Рассчитаем зубья передачи на контактную прочность и изгиб. Из расчета зубьев на контактную прочность вычислим межосевое расстояние передачи по формуле (12.61). Определим значения величин, входящих в данную формулу. [c.217]

Расчет зубьев на контактную прочность. Расчет конической передачи основан на допущении, что нагрузочная способность ее равна нагрузочной способности эквивалентной цилиндрической [c.264]

В конической передаче с круговыми зубьями вследствие различия в продольной кривизне зубьев шестерни и колеса начальное касание в зацеплении осушествляется не по линии, а в точке. Это отражается на методике расчета на прочность и предопределяет несколько иной подход к выбору допускаемых напряжений, чем в передачах с линейным касанием. Из-за известной условности расчета зубьев на контактную прочность и на излом допускаемые напряжения всегда должны быть тесно увязаны с принятым методом расчета на прочность. Поскольку в данной работе для расчета конических передач с круговыми зубьями используются нормативы фирмы Глисон, то и допускаемые напряжения также должны быть взяты из тех же нормативов. [c.318]

Расчет зубьев на контактную прочность. При расчете конических колес предполагается, что нагрузочная способность конической передачи и эквивалентной ей цилиндрической равны между собой при одинаковой длине зубьев колес В. На основании этого в формулах для расчета цилиндрических колес производится замена величин А I и УИ соответственно на А , 4 и Полученные таким образом приближенные формулы используются для проверочного расчета прямозубых и косозубых конических колес. [c.235]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

Конические передачи с тангенциальными и криволинейными зубьями приближенно рассчитывают по тем же формулам, что и прямозубые, но по нормальному среднему модулю и с введением в знаменатель подкоренного выражения коэффициента учитывающего большую прочность этих зубьев. На основании опытных данных АГд =1,5 — при расчетах зубьев на контактную усталость A = 1,0 — при расчетах зубьев на изгиб. Коэффициент вводится вместо коэффициента 0,85. [c.148]

Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета зубьев на изгиб (на усталость при изгибе). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому, что абразивное изнашивание поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее, чем выкрашивание поверхностных слоев при переменных контактных напряжениях. [c.160]

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]

Методические рекомендации устанавливают метод расчета активных поверхностей зубьев силовых зубчатых передач внешнего зацепления на контактную прочность и на прочность зубьев при изгибе. Они распространяются на зубчатые колеса и исходным контуром по ГОСТ 15023—76 (модуль 1,6—16 мм), работающие в закрытом корпусе с окружной скоростью не более 20 м/с, при температуре окружающего воздуха —40- -+100 °С. Передачи могут быть встроенными или выполняются в виде самостоятельных агрегатов. [c.92]

Расчет на прочность зубьев закрытых передач производят на изгиб и на контактную прочность. Основным расчетом зубьев этих передач является расчет их на контактную прочность, так как контактные напряжения Ок не зависят от величины модуля зацепления, а напряжения изгиба а при необходимости можно уменьшать путем увеличения модуля зацепления. Что касается зубьев открытых передач, то обычно ограничиваются расчетом их на изгиб. Иногда, учитывая возможность износа в открытых передачах, несколько увеличивают размеры зубьев, полученные из условия прочности на изгиб. [c.240]

Как было указано ранее, для закрытых передач основным расчетом зубьев является расчет их на контактную прочность. Поэтому проектный расчет закрытой передачи производят на контактную прочность, а затем проверяют зубья на изгиб. [c.259]

Рассчитаем зубья на контактную прочность и на изгиб. Из расчета на контактную прочность определим требуемое конусное расстояние передачи Ь. Так же, как и в примере 13, примем коэффициент концентрации нагрузки = 1 и коэффициент динамической нагрузки — 1,3. [c.285]

Из расчета рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность определим требуемое межосевое расстояние А передачи. [c.287]

Расчет зубьев закрытых передач производят на контактную прочность и изгиб. Основным расчетом зубьев этих передан является расчет их на контактную прочность. Что касается зубьев открытых передач, то обычно ограничиваются расчетом их на изгиб. [c.182]

Как было отмечено ранее, для зубчатых передач редукторов основным расчетом зубьев является расчет их на контактную прочность. Поэтому при проектном расчете зубчатой передачи редуктора зубья ее прежде всего рассчитываются на контактную прочность, а затем — на изгиб при этом расчет зубьев на изгиб производится обычно как проверочный. [c.147]

Расчет элементов передач механизма передвижения (в случае принятия стандартного редуктора — проверка напряжений в валах и в зубчатых зацеплениях, проверка зубьев на контактную прочность, уточнение правильности выбора материалов). Подбор и проверка соединительных муфт. [c.78]

Полученная величина КПД несколько больше ранее принятого значения, что не вызывает необходимости пересчета зубьев на контактную прочность, так расчетные напряжения увеличиваются незначительно, а размеры передачи приняты больше требуемых по расчету. [c.196]

В настоящее время метода расчета червячной передачи собственно на заедание еще нет, по-видимому, из-за отсутствия достаточно надежного критерия заедания. В современных нормативах приводятся лишь методы расчета тела зубьев червячного колеса на излом и рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность при длительно действующих нагрузках и при кратковременных перегрузках. [c.373]

Расчет открытых передач ведут также на контактную прочность (в этом случае, как указывалось выше, этот расчет должен обеспечить отсутствие заедания), затем проверяют зубья на изгиб. Эту проверку выполняют по формуле (5.20), но в числитель вводят коэффициент износа з обычно принимают 3 = 1,5, что соответствует 20%-ному износу. [c.119]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

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]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи на контактную прочность обычно производят в предположении, что нагрузочная способность конической передачи равна нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической прямозубой передачи при одинаковой длине зубьев. Однако опыт эксплуатации показывает, что при одинаковой нагрузке конические передачи выходят из строя быстрее цилиндрических. Это можно объяснить большим влиянием на конические передачи неточностей изготовления и монтажа, а также нарушением регулировки зацепления из-за увеличения люфтов в подшипниках в процессе работы. В связи с этИм необходимо принимать, что нагрузочная способность конической передачи составляет примерно 85% от нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической передачи. [c.309]

Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса. Этот расчет должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. По аналогии с расчетом зубчатых передач наибольшее контактное напряжение определяют по формуле (3.2). Расчетная нагрузка на единицу длины контактной линии [c.387]

Расчет на прочность элементов червячных передач основан на тех же принципах, что и расчет косозубых передач. Расчет зубьев колеса закрытых силовых передач (со смазкой) ведется по контактным напряжениям-, расчет зуба на изгиб в этом случае является проверочным. Для открытых передач проверку зуба колеса проводят только на изгиб. [c.249]

При расчете червячной передачи на контактную прочность, учитывая, что радиус кривизны профиля червяка р = сс, после упрощений для стального червяка ( = 2,15- 10 МПа) и бронзовых зубьев колеса ( , = (0,885. .. 1,13) 10 МПа) получают приведенный модуль упругости " = 1,3 10 МПа. Выражение для контактного напряжения принимает вид [c.249]

При проектировании передач размеры их обычно определяют из расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев. Что же касается изгибной прочности зубьев, то при размерах Ьа> и dwi, найденных из расчета на контактную прочность, обычно удается подобрать такое 2j (и, следовательно, т), при котором напряжение изгиба не превышает допускаемого. Исключение составляют передачи кратковременного действия и в первую очередь реверсивные с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев. [c.623]

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]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Основным видом проектного расчета закрытых конических передач с низкой и средней твердостью зубьев является расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев, а расчет на усталость зубьев при изгибе применяется как проверочный. Исключением являются передачи с высокой твердостью активных поверхностей зубьев (>50 HR , их нагрузочная способность лимитируется изгибной прочностью) параметры таких передач определяют из расчета зубьев на изгиб, причем основным расчетным параметром является модуль. [c.147]

Эта задача, впервые решенная Г. Герцем, широко применяется в расчетах на контактную прочность деталей машин (фрикционных и зубчатых передач и др.) конечной длины. Использование решения задачи о контакте бесконечных цилиндров в расчетах передач обосновывается тем, что ширина площадки контакта мала по сравнению с длиной колес, и краевые эффекты (возрастание контактных давлений на концах зубьев) распространяются на небольшие участки контактных линий. [c.230]

Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев является основным для закрытых (работающих в масле) передач. [c.352]

Так как контактные напряжения являются причиной усталостного разрушения, то основным критерием работоспособности и расчета закрытых передач является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев. При этом расчет зубьев на изгиб производят как проверочный. [c.179]

Открытые передачи проектируют узкими, с коэффициентом ширины венца колеса 1/д = 0,1...0,2 (см. ниже). Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (9.26). При этом коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колес принимают Kjj -Кр =. [c.187]

Пример S. Определить момент, который может передать закрытая прямозубая коническая передача (см. рис. 9.8, с) с межосевым углом 6j90° из расчета зубьев на контактную прочность и изгиб, если модуль =5 мм, число зубьев колес 2, =20, 22=40, частота вращения шестерни n = 540 об/мин, материал шестерни — сталь 50 Г нормализованная сгд = 688 Н/мм , НВ 210. . . 230. Материал колеса — сталь 45 нормализованная 0 = 549 Н/мм , НВ 180. . . 210. Передача нереверсивная. Режим работы передачи стационарный (нагрузка постоянная). Срок службы Lf = 10 000 ч. [c.211]

I...63HR 3 (цементация, нитроцементация, азотирование). Проектировочный расчет таких передач следует BbmojmHTb с целью обеспечения прочности зубьев на изгиб по форме определения минимально допустимого модуля т, а затем выполнить проверочный расчет зубьев на контактную прочность. [c.186]

При расчете зубчатых передач на изгиб связь между напряжениями изгиба зуба Oa t) и крутящим моментом Мкр(0 линейна, а при расчете зуба на контактную прочность связь между контактными напряжениями 0к(О и крутящим моментом Л4кр( ) квадратическая [c.94]

Перейдем к рассмотрению расчета зубьев на контактную прочность сначала при.менительно к прямым зубьям цилиндрических передач. [c.252]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

Расчет на прочность зубьев передач Новикова базируется на полуэм-пирических зависимостях и производится в форме проверочного. При проектировочном расчете передачи Новикова предварительно выполняют приближенный расчет зубьев на контактную или изломную прочность. Затем производят уточненный проверочный расчет зубьев на контактную прочность и предупреждение излома. При необходимости вносят соответствующие коррективы в основные параметры передачи, принятые при предварительном прочностном расчете зубьев. [c.202]

Передача А (см. рнс. 1.3, а). Размеры зубчатых колес определяют из расчета зубьев на контактную прочность к значительно реже — из расчетов зубьев на изгиб. Диаметры зубчатых колес передач, предназначенных для многочасовой ежедневной работы, найденные из условия обеспечения требуемой работоспособности подшипников сателлитов, когут превысить диаметры, полученные из условия прочности зубьев. Эта возможность увеличивается с ростом твердости активных поверхностей зубьев и угловой скорости, а также с уменьшением параметра р = гь а- [c.114]

С1али для колес выбрать самостоятельно расчет произвести на контактную прочность с проверкой зубьев на изгиб. Передача реверсивная. Срок службы передачи не ограничен. [c.162]

Расчет передач Ноникоиа на контактную прочность недется на основе ())ормулы Герца дли сжатия цилиндрон. За расчетную длину принимается длина условной линии контакта по высоте зубьев, реализуемая после приработки зубьев, [c.206]

Так как контактные напряжения являются причиной усталостного разрушения, то основным критерием работоспособности и расчета закрытых передач является контактная усталость рабочих поверхностей зубьев. При этом расчет зубьев на изгиб производят как проверочный. Однако при твердости поверхностей зубьев Я>ННС50...60 решающее значение может иметь не контактная прочность, а прочность на изгиб, которую и принимают за основной критерий работоспособности и расчета как открытых, так и закрытых передач. [c.349]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...