Передачи Расчет на контактную выносливост

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]

Проектный расчет на контактную выносливость. Этот расчет служит для предварительного определения размеров передачи а или d i). [c.206]

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]

Расчет на контактную выносливость зубчатых передач [c.561]

Расчет на контактную выносливость. В зависимости от поставленной задачи и наличия исходных данных расчет передач со стальными зубчатыми колесами выполняют по одной из формул [c.450]

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]

На некоторых режимах передача может вращаться вхолостую, не передавая вращающего момента (Юном — 0), однако динамические нагрузки при этом могут действовать. Величину W определяют в этом случае непосредственно из динамического расчета. При расчете на контактную выносливость и на изгиб коэффициенты нагрузки могут иметь разные значения. [c.190]

Короткий В. И. Об учете краевых эффектов при расчете передач Новикова на контактную выносливость // Вестник машиностроения. 1997. № 6. С. 8-11. [c.196]

Размеры мелкомодульных малогабаритных червячных передач точных приборов, работающих с незначительными нагрузками, выбирают в соответствии с требуемой кинематикой с учетом конструктивно-технологических особенностей. При работе передачи со знакопеременными нагрузками и при вибрациях целесообразно проводить поверочный расчет на контактную выносливость и выносливость при изгибе. [c.97]

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]

Расчет на контактную выносливость цилиндрических фрикционных передач основан на использовании формулы Герца, которая после преобразования имеет вид од = 0,418 х [c.82]

Расчет на контактную выносливость цилиндрических прямозубых передач. Расчет основан на использовании формулы Герца для наибольших контактных напряжений в зоне зацеп- [c.118]

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]

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

При расчете на контактную выносливость и при твердости колеса НКС > 40 для цилиндрических передач [c.93]

Расчет на контактную прочность 105. Расчет на контактную выносливость зубчатых передач [c.595]

Из (11.24) с учетом (11.25) следует, что для передачи с выбранным передаточным числом расчет на контактную выносливость определяет межосевое расстояние передачи, т. е. ее габаритные размеры. При прочих равных условиях контактные напряжения в передаче с внутренним зацеплением колес меньше, чем в передаче с внешним зацеплением, что является следствием увеличения Рпр в первом случае, см. (11.23). [c.507]

Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Фактическое напряжение при расчете на контактную выносливость (табл. 3.14, формула 3.19) [c.123]

Проектный расчет на контактную выносливость. Проектный расчет закрытых прямо- и косозубых зубчатых передач служит для предварительного определения размеров. [c.62]

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]

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

Выбор и расчет параметров передач на контактную выносливость [c.205]

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

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]

Контактными называют напряжения в зоне (зонах) контакта деталей машин. На практике часто появляется необходимость определения напряжений и деформаций в этих зонах как при расчете на контактную прочность (зубчатые и фрикционные передачи), так и для оценки предела выносливости (резьбовые и прессовые соединения и др.). [c.227]

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]

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 357 90. Формулы и пример расчета иа контактную выносливость [c.355]

При этом необходимо проверять все ограничения, которые накладывают на конструктивный параметры зубчатых передач, например, на минимальное межцентровое расстояние исходя из расчета зубчатых передач на контактную выносливость [28]. Выбор параметров Хо, Уо, о заканчивается, как только будет получен минимум целевой функции Фц определяющей объем колес в пучке шпинделей (при одинаковой ширине колес) [c.248]

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]

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые напряжения при расчете червячных передач на контактную выносливость определяются в зависимости от материала, принятого для изготовления зубчатого венца червячного колеса. Для оловянистых бронз допускаемые напряжения (МПа) находятся в зависимости от предела прочности материала, а для безоловянистых бронз и чугунов — в зависи.мости от скорости скольжения. В общем виде расчетная формула имеет вид [c.170]

Основные сведения о расчете передачи на контактную выносливость и износостойкость [c.28]

Проектировочный расчет на контактную выносливость. Проектировочный расчет слуя5ит только для предварительного определения размеров. Исходными данными для проектировочного расчета являются 1) Циклограмма нагружения, которая представ-ляется стуненчатоп линией или плавной кривой в системе координат (рис. 49), по оси ординат которой отложены действующие нагрузки Ti в порядке их убывания, а по оси абсцисс общее число циклов их действия /гщ за весь срок службы передачи [c.358]

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]

Помимо рассмотренных расчетов на контактную выносливость и изгиб, для червячных передач обязательна проверка на жесткость (см. гл. VIII) и тепловой расчет редуктора (см. гл. X). [c.64]

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]

При проектном расчете передачи по формуле (3 18) полный проверочный расчет обьыио не производится. Как и при расчете на контактную выносливость, уточняются коэффициенты KpJ по истинной скорости по формуле (3.27) и [c.79]

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]

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]

При расчете косозубых и шевронных колео на контактную выносливость учитывают повышение несущей способности передач из-за увеличения длйиы контактных линий и радиусов кривизны профилей при г > 20 [c.605]

Основными являются расчеты на контактную и изломную выносливости . При проектировании новой передачи предварительно определяют делительный диаметр шестерни по фиг. 41, а затем г, и Ь по фиг. 38 и 39.. [c.486]

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]

Последовательность проектировочного расчета конической фрикционной передачи из условия контактной выносливости определение вращающего момента на валу ведущего катка по формуле (5.2) Г, = Pj/ oj = 9,55Pi/ i определение углов конусности катков 62 = ar tg i и б, = 90° — 82 [c.86]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...