Передачи Расчет на контактную прочность при

Пример 2. Подобрать основные параметры конической прямозубой передачи со стандартным диаметром = 200 мм, полученным из расчета на контактную прочность при и = [c.61]

Расчет межосевого расстояния и модуля зацепления по контактным напряжениям сдвига производится на основе того, что червячное колесо рассматривается как цилиндрическое косозубое с углом р наклона зубьев к образующей делительного цилиндра, равным углу А подъема винтовой линии на делительном цилиндре червяка, т. е. р = А. Поэтому в основу расчета на контактную прочность при сдвиге зубьев червячных колес кладется также формула (13). Но так как в червячной передаче влияние сил трения (между зубьями колеса и витками червяка) на величину расчетных контактных напряжений сказывается в большей степени, чем это имеет место в цилиндрических и конических передачах, то в формуле (13) вместо коэффициента 0,128 принимают коэффициент 0,145, т. е. [c.60]

Для большинства зубчатых передач, применяемых в приборах и вычислительных машинах, основными видами расчета являются расчет на контактную прочность и на сопротивление усталости при изгибе. [c.201]

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]

При передаче усилий от одной детали конструкции к другой в зоне их соприкосновения (контакта) зачастую возникают высокие напряжения и прочность поверхностных слоев материалов деталей может оказаться недостаточной Принято различать расчеты на смятие и расчеты на контактную прочность. Первые выполняют в тех случаях, когда соприкосновение деталей даже в ненагруженном состоянии происходит по поверхности конечных размеров например, контакт шпонки и стенки шпоночной канавки (рис. 234, а) или контакт болта, плотно вставленного в отверстие, с его стенками (рис. 234, б). Вторые производят в гех слу- [c.231]

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]

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]

Из сказанного становится очевидным, что фрикционные передачи с металлическими рабочими поверхностями рассчитывают по контактным напряжениям. Остановимся на этом вопросе несколько подробнее, тем более, что в дальнейшем с расчетом на контактную прочность придется встретиться при рассмотрении зубчатых и червячных передач. [c.410]

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]

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]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Расчет на прочность стальных цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления с модулем 1 мм стандартизован. В курсе Детали машин изучают основы такого расчета. При этом вводят некоторые упрощения, мало влияющие на результаты для большинства случаев практики. В расчетах используют много различных коэффициентов. Коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначают буквой К, специальные коэффициенты для расчета на контактную прочность — буквой 2, на изгиб — буквой У. [c.134]

Коэффициент динамической нагрузки Кни- При работе зубчатых передач в результате неточностей изготовления и сборки, а также деформации зубьев возникают дополнительные динамические нагрузки, влияние которых при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кяа- [c.138]

Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых конических передач. При этом принимают коэффициенты долговечности Кнт= коэффициенты кон- [c.177]

Расчет передачи на контактную прочность. При проектном расчете передачи определяют межосевое расстояние по формуле (без вывода) [c.467]

Поверочный расчет передачи производим на контактную прочность и изгиб при действии рабочих и предельных нагрузок. [c.210]

Приведенный расчет показывает, что габариты передачи при стальных катках меньше, а усилия нажатия значительно больше, чем при катках из текстолита и чугуна. Для катков из текстолита (в отличие от других неметаллических материалов) применяют также расчет на контактную прочность (см., например, задачник [19]). [c.182]

При расчете на контактную прочность передач Расчет передачи с зацеплением Новикова исходной зависимостью на контактную является [c.271]

В подавляющем большинстве случаев расчетные напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, значительно ниже допускаемых. В крайне редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса (z > 80) может оказаться, что прочность [c.290]

Червячные передачи — закрытые и открытые — рассчитывают на контактную прочность и изгиб, причем проектным является расчет на контактную прочность. Исходными данными при проектном расчете обычно являются передаваемая мощность или вращающий момент, передаточное число или угловые скорости валов червяка и червячного колеса и условия работы передачи. Определению подлежат размеры элементов передачи и усилия в зацеплении. [c.296]

Теория контакта, основанная на этих допущениях, получила широкое применение в ряде практических задач как достаточно рациональная расчетная схема, которую при необходимости можно уточнить путем введения экспериментальных поправочных коэффициентов, например, в расчетах на контактную прочность зубчатых и червячных передач, шариковых и роликовых подшипников, в разработке проблем чистоты обрабатываемых поверхностей. [c.381]

Как правило, размеры зубчатых передач определяют из расчета на контактную прочность активных поверхностей зубьев. В большинстве случаев необходимая прочность зубьев на изгиб обеспечивается подбором модуля и числа зубьев г зубчатой пары при значениях и полученных из расчета на контактную прочность. Исключение составляют передачи с высокой твердостью поверхностей зубьев при Л но (т. е. ТСя , > 1) и особенно при реверсивной симметричной нагрузке, а также передачи Новикова. [c.73]

Расчет зубьев зацепления М. Л Новикова на контактную прочность производят по формулам, аналогичным расчетным формулам на контактную прочность зубьев эвольвентного зацепления (см. 56), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления М. Л. Новикова по контактной прочности при г , = 124-25 принимают в 1,75ч-2 раза больше, чем для эвольвентных косых зубьев. Соответственно этому расчет на контактную прочность зубьев стальных зубчатых колес цилиндрических передач с зацеплением М. Л. Новикова производят по формулам п р о е к т н ы й [c.264]

Расчетная нагрузка. Так как зубья колес передачи в различных фазах зацепления подвергаются воздействию нагрузки различной величины (см. стр. 222), то при расчете зубьев необходимо использовать нагрузку, которая вызывает наибольшее опасное напряжение. При расчете на контактную прочность необходимо принимать нагрузку, действующую в зоне, где возникает выкрашивание — вблизи полюсной линии. При расчете на предупреждение заедания или износа следует принимать нагрузку, действующую у вершины и на ножке зубьев. При расчете зубьев на излом необходимо учитывать нагрузку, которая, действуя на соответствующем плече, вызывает наибольшие напряжения изгиба в опасном сечении зуба нагрузку Рп1 у вершины, действующую на большем плече, или большую нагрузку Р , действующую на меньшем плече (см. рис. 15.6). [c.241]

Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых конических передач. При этом принимают коэффициенты долговечности коэффициенты концентрации нагрузки Ки =Кр (см. табл. 9.1 и 9.2) расчетное значение внешнего окружного модуля Ше увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.115]

Методика расчета передачи Новикова с одной или двумя линиями зацепления одинакова, но только во втором случае увеличивается допускаемая нагрузка при расчете на контактную прочность на 30% и при расчете зубьев на излом 20%. [c.192]

Проектный расчет. Производят для открытых червячных передач при г > 80. В подавляющем большинстве случаев <[а]и в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность. [c.188]

Червячные передачи рассчитывают так же, как и зубчатые, на контактную прочность и изгиб зубьев. Рассчитывают именно зубья колеса, имеющие меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки нарезки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную прочность должен обеспечить не столько отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, сколько отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей. При венцах червячных колес, изготовленных из чугуна или твердых безоловянных бронз, опасность заедания несравненно больше опасности усталостного разрушения рабочих поверхностей. Для этих материалов контактные напряжения ограничивают величинами, установленными на основе эксперимента и эксплуатационных данных и гарантирующими от опасности возникновения заедания (см. табл. 5.9). Для открытых червячных передач (независимо от материалов) опасность заедания еще более существенна, чем для закрытых, поэтому в отличие от зубчатых открытых червячные передачи рассчитывают на контактную прочность. Следовательно, для червячных передач во многих случаях расчет на ко.чтактную прочность является косвенным расчетом на отсутствие заедания. [c.116]

Так же как и зубчатые, червячные передачи рассчитываются иа контактную прочность и изгиб зубьев червячного колеса. Расчетным элементом зацепления являются имегшо зубья колеса как имеющие меньшую поверхностную и сби ую прочность, чем витки нарезки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную прочность должен обеспечит , не тол1жо отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. Таким образом, ограничивая величину контактных напряжений величинами, установленными на основании опытных и эксплуатационных данных, можно считать, что заедания при работе передачи не будет. Вследствие указанного обстоятельства открытые червячные передачи следует, в отличие от зубчатых, рассчитывать и на контактную прочность. [c.99]

При проектировании н о в i.i х передач из расчетов на контактную прочность определяют межосевое расстояние, предварительно задан[пись [c.168]

При известных размерах катков, их материале, передаваемой нагрузке (по которой определяется сила нажатия 2) можно выполнить проверочный расчет передачи на прочность. Здесь речь идет о так называемой контактной прочности, т. е. прочности рабочих поверхностей катков. Остановимся на этом вопросе несколько подробнее, тем более что в дальнейщем с расчетом на контактную прочность придется встретиться при рассмотрении зубчатых передач. [c.340]

Известно, что самыми важными характеристиками в червячной передаче являются контактные напряжения зубьев и несущая способность масляного клина. В работе [12] показано, что для зубчатых передач с линейным касанием при расчете на контактную прочность целесообразно исходить из приведенной кривизны взаимоогибаемых поверхностей в нормальном сечепии, перпендикулярном линии контакта. Благоприятное сочетание кривизны поверхностей может обеспечить выгодные условия для создания жидкостного трения, что приводит к уменьшению нагрева и увеличению к. п. д. передачи. [c.13]

Коэффициент /Сн = = /Сяа СяЛч, где /Сн — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач /(яа— 1, для косозубых и шевронных определяется по табл. 9.12 в зависимости от скорости и степени точности по нормам плавности работы /Сяр — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. табл. 9.11) Кно — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчете на контактную прочность поверхностей зубьев. Он [c.163]

Выбор степени точности передачи производится конструктором на основе конкретных условий работы передачи и тех требований, которые к ней предъявляются (окружной скорости, передаваемой мощности, режима работы, требований к кинематической точности, плавности и бесшумности работы, долговечности и т. д.). При выборе степеней точности рекомендуется использрэать следу-ющие методы [б1 расчетный, опытный и табличный. Наиболее предпочтительным является расчетный метод, при котором необходимая степень точности определяется на основе кинематического расчета погрешностей всей передачи и допустимого угла рассогласования по нормам кинематической точности расчета динамики передачи, вибраций или шумовых явлений по нормам плавности работы и в некоторых случаях по нормам кинематической точности расчета на контактную прочность и долговечность по нормам контакта и в некоторых случаях по нормам плавности [3, 61. [c.422]

Формулу (10) применяют при расчетах открытых передач, зубья которых по указанным выше причинам (см. стр. 422) не рассчитывают на контактную прочность. При расчете таких передач следует учитывать износ зубьев, допускаемый до 30% толш,ины зуба. Для этого в числители формул (9) и-(10) вводят поправочный коэффициент V = 1,25-1- 2. [c.429]

Допускаемые напряжения. Для выбора допускаемых напряжений при расчете на контактную прочность крановых передач предложены три метода Виссмана, ЦНИИТмаша и ВНИИПТмаша. [c.46]

Определение размеров колес. Согласно стр. 44, размеры передачи из расчета на контактную прочность определяем по нагрузкам при среднем пусковом моменте двигателя. Расчетный момент на валу шестерни при этом моменте (стр. 133) Ai = = ЗЗОкгс-сл, число оборотов шестерни = 885 о61мин. Число оборотов колеса [c.135]

На основании сказанного, при расчете на контактную прочность конических передач могут быть использованы формулы (7.14) — (7.17) при замене величин А, I и соответственно величинами Лз, 3 и Л/рз . После подстановки этих величин из формул (7.70), (7.71) и (7.75) в формулы (7.14) — (7.17) получим для конических передач следующие расчетные зависпмостп. [c.249]

Коэффициенты нагрузки К для червячных передач при расчете на контактную прочность и на нзгкб [c.475]

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]

Коэффициент динамической нафузки Кнр При работе зубчатых передач вследствие возможных неТЬчносгей изготовления и сборки в зацеплении возникают дополнительные динамические нагрузки, значения которых зависят от окружной скорости, ошибки шага, упругости зубьев и др. Влияние динамических нагрузок при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кн . Для прямозубой передачи при 5 м/с рекомендуется /Ся =1.2— при твердости зубьев колеса < НВ 350, Kйv М. — при твердости зубьев колеса > НВ 350. [c.89]

Открытые цилиндрические передачи выполняют с прямыми зубья-1и и применяют при окружных скоростях колес и<2 м/с. Вследствие ювышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают при-)абатывающимися при любой твердости рабочих поверхностей зубь-5В. Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность убьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закры-гых передач. При этом принимают коэффициенты долговечности Кн1 [c.95]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...