Передачи Расчет на прочность при изгибе

Особенности расчета на прочность. Для расчетов на прочность используют те же формулы, что и для расчетов прямозубых цилиндрических передач. Обычно на прочность при изгибе рассчитывают только зубья внешней передачи (сателлит — наружное колесо 5, см. рис. 20.37, й), так как модули зубьев одинаковы и внутреннее зацепление прочнее. При расчете колес с внутренними зубьями коэффициент формы зуба вычисляют по формуле [c.366]

При расчете на прочность при изгибе для прямозубых передач грубее 7-й степени точности принимают Кр 1 для косозубых и шевронных передач значения приведены ниже [c.133]

При расчете на прочность при изгибе и твердости колеса, большей или равной 40 НЕС , для цилиндрических передач и конических передач с прямыми зубьями принимают [c.135]

Расчет зубьев цилиндрических передач на прочность при изгибе [c.266]

Уточненный расчет прямозубых передач на прочность при изгибе. Расчет производится для двух случаев зацепления отдельно для зубьев шестерни и колеса. [c.596]

Уточненный расчет прямозубых передач на прочность при изгибе 596 [c.871]

Расчет на прочность по nai ряжениям изгиба при действии максимальной нагрузки использу(тся для проверки червячной передачи на отсутствие пластических деформаций или возможности поломки зуба при действии максимальной статической или пиковой нагрузки, не учитываемой при расчетах на выносливость. Расчет ведется по формуле [c.16]

Здесь — приведенный модуль упругости, МПа р —приведенный радиус кривизны для конических колес, мм [з/,]—допускаемое контактное напряжение, МПа для стальных колес всухую [з//] = (12. .. 15) НВ для стальных колес в масле [з//] == = (25. .. 30) НВ для чугунных колес [зя] = 1,5зв.1,, где Зв.н — предел прочности при изгибе. Коэффициент полезного действия фрикционных передач г = 0,9. .. 0,95. Сведения по расчету фрикционных передач на выносливость даны в литературе [15]. [c.258]

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]

В курсе деталей машин при выборе допускаемых напряжений на изгиб и контактную прочность для зубчатых и червячных передач вводят так называемые коэффициенты режима, зависящие от соотношений между расчетным (рабочим) числом циклов для данной детали и базовым числом циклов для ее материала. Если число циклов, испытываемых деталью (скажем, зубом шестерни), меньше базового, то коэффициент режима получается больше единицы и соответственно повышается допускаемое напряжение. Таким образом, в расчетах на прочность находит отражение заданная долговечность детали. [c.176]

Критерии работоспособности и расчета волновых передач. В результате экспериментальных исследований и опыта эксплуатации установлено, что основные причины потери работоспособности волновых передач—разрушение гибких колес и гибких подшипников качения, генераторов недостаточная жесткость генераторов и жесткость колеса изнашивание зубьев, которое зависит от напряжений смятия перегрев передачи. По всем перечисленным критериям работоспособности вести проектировочный расчет передачи затруднительно. Из всех деталей передачи наиболее уязвимо гибкое колесо. В нем возникают переменные напряжения изгиба, вызванные воздействием генератора и напряжения кручения под действием вращающего момента. Поэтому при расчете на прочность определяют главный параметр волновой передачи — внутренний посадочный диаметр гибкого колеса d (см. рис. 9.47) [c.232]

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]

С целью получения бесшумного хода при окружной скорости у > 3 м/с одно из колес зубчатой передачи (чаще всего меньшее, обычно являющееся ведущим) иногда изготовляют из какого-либо неметаллического материала. Недостатками неметаллических зубьев шестерен являются меньшая прочность при изгибе и небольшая износостойкость по сравнению с металлическими зубьями. Поэтому неметаллические шестерни не применяют в передачах, отличающихся малыми скоростями движения при больших величинах удельного давления на зуб. Наоборот, их применяют в передачах, движущихся с большими скоростями при небольших значениях передаваемых сил, когда модули зацепления (а следовательно, и размеры колес) для неметаллических шестерен приходится принимать по конструктивным или технологическим соображением большими, чем они получаются из расчета на сдвиг поверхностных слоев и на изгиб в опасном сечении. Неметаллические зубчатые колеса получили значительное распространение в авиационных и автомобильных двигателях, в ткацких станках и пр. [c.319]

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]

Передачи с зубчатыми колесами из ДСП-Г часто рассчитывают на износ рабочих поверхностей зубьев и прочность при изгибе, передачи из текстолита — на износ, прочность при изгибе и контактную прочность зубьев, передачи из капрона и других полиамидов — па прочность при изгибе. Однако в каждом отдельном случае конструктор определяет порядок расчета в зависимости от ответственности и режима работы передачи. [c.159]

Особенности расчета конических зубчатых колес на долговечность по контактным напряжениям и на прочность по изгибу при применении упрощенного метода расчета. Мощность конической передачи N в л. с., допускаемая по сопротивляемости поверхностных слоев зубьев выкрашиванию, определяется по формуле [c.211]

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]

Для расчета на прочность храпового зуба при изгибе необходимо знать расчетную нагрузку Р, которую принято по аналогии с расчетом зубьев зубчатых передач и шлицевых соединений определять с учетом концентрации и динамичности внешней нагрузки [c.87]

Червячные передачи рассчитывают на прочность по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. В большинстве случаев прочность при изгибе не определяет размеры передачи и этот расчет применяют в качестве проверочного. В качестве проектного расчет на изгиб применяют только при больших числах [c.351]

При проектировочном расчете конических зубчатых передач на прочность активных поверхностен зубьев рекомендуется определять внешний делительный диаметр колеса или среднее конусное расстояние R [20]. При расчете на прочность. чубьев по напряжениям изгиба следует определять минимально допускаемое значение среднего нормального модуля тпт- [c.51]

При расчете зубьев цилиндрических колес закрытых передач на прочность от изгиба пользуются формулой [c.176]

Следовательно, при расчете зубчатых передач кривошипных прессов нужно исходить из усталостной прочности при изгибе и контактной прочности на поверхности зубьев. При этом для закрытых передач следует проводить расчет на усталостную прочность при изгибе и на контактную прочность, а в качестве определяющего принимают наименьший показатель. Для открытых передач вполне достаточно расчета на усталостную прочность при изгибе. [c.115]

Расчет зубчатых передач крановых механизмов производится по методике ВНИИПТМАШа [39], которая распространяется на расчет эвольвентных зацеплений закрытых и открытых передач с обработанными стальными цилиндрическими или коническими зубчатыми колесами, имеющими окружную скорость до 16 м/с и работающими в повторно-кратковременном режиме с переменной нагрузкой. Согласно этой методике зубчатые передачи рассчитываются на прочность поверхностей зубьев и на прочность зубьев по изгибу. В обоих случаях производится расчет на долговечность при числе циклов нагружения 2 > 10 и расчет на прочность по предельному состоянию при г< 10 Открытые зубчатые передачи на долговечность не рассчитываются. [c.81]

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]

При выборе схем передач и разбивке заданного передаточного отношения среди отдельных ступеней многоступенчатых передач используются величины суммарных масс зубчатых колес GJ. и найденные соответственно из расчета на прочность активных поверхностей зубьев и из расчета зубьев на изгиб. Суммарные массы зубчатых колес передач Л и ЗА обозначаются и [c.131]

Поверочный расчет колес третьей передачи. Расчет колес на усталостную прочность при изгибе, как указано выше, производим по среднему пусковому моменту двигателя. [c.222]

Червячные передачи рассчитывают на сопротивление усталости и статическую прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба не определяют размеры передачи и расчет по ним применяют в качестве проверочного. Он значим только при больших числах зубьев колес (более 90...100) и для ручных передач. Основное значение имеет расчет на сопротивление контактной усталости, который должен предотвращать в проектируемых передачах выкрашивание, и расчет на заедание. Расчет на износ совмещают с этим расчетом. [c.237]

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]

Расчет зубчатых передач. При модернизации зубья рассчитывают на усталость по напряжениям изгиба и на прочность при первом приложении или кратковременном действ1ш максимальной нагрузки. В зубчатых передачах станков усталостного выкрашивания, как правило, не наблюдается. При переменных режимах нагружения и применении поверхностных упрочнений, а также при систематическом износе, приводящем к постепенному стиранию поверхностных слоев, подвергающихся усталости, лимитирующей в большинстве случаев оказывается прочность зубьев на изгиб. [c.566]

Методика расчета зацепления новой зубчатой передачи и построение профилей зубьев рассмотрены в статье канд. техн. наук Р. В. Фе-дякина и канд. техн. наук доц. В. А. Чеснокова Расчет зубчатой передачи М. Л. Новикова , По аналогии с эвольвентными зубчатыми (закрытыми) передачами расчет производится по контактным напряжениям с использованием зависимостей Герца — Беляева и методики расчета, предложенной для зубчатых передач А, И. Петрусевичем, с последующей проверкой на прочность по изгибу. При геометрическом расчете зацепления Новикова угол наклона зубьев принимают в пределах р = 30- -10° угол давления в пределах Сд = 20- -30°. [c.329]

С целью унификации и сопоставимости результатов расчетов, зубчатых передач, с 1 января 1977 г. введен в действие ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентяые. Расчет на прочность , который устанавливает структуру формул расчета зубчатых передач на рюнтактную выносливость активных поверхностей зубьев и на выносливость зубьев при изгибе. Расчетные формулы по ГОСТ имеют ту же структуру, что выше рассмотренные упрощенные формулы, но отличаются рядом поправочных коэффициентов, подробнее учитывающих условия работы зубчатых передач. Для передач с непрямыми зубьями факторы, относящиеся к торцовому сечению или действующие в окружном направлении (силы а /) имеют индекс t... [c.188]

Обычно размеры зубчатых колес определяются из расчета на прочность активных поверхностей зубьев. При найденных таким способом размерах Ь , , 1, d 2), как правило, необходимую прочность зубьев на изгиб удается обеспечить варьированием модуля (или числа 21). Исключением являются передачи с высокими твердостями активных поверхностей зубьев- (Яакт) при Кнь 1 и особенно при реверсивной симметричной нагрузке. [c.44]

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев увеличивает их жесткость на изгиб, улгеньшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых. [c.147]

Так как У р > Ур, а арр принято общим для шестерни и колеса, то Орр1Ур (см. занятие 8) для шестерни будет меньше, чем для колеса и, следовательно, расчет на прочность зуба при изгибе необходимо выполнить по зубу шестерни. Итак, модуль передачи (93) при /Сд, = 1,4 [c.101]

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]

Расчет по методике ВНИИПТмаша Ч По этой методике передачи рассчит ваются а) при числе циклов нагружений зубьев более 10 — на выносливость повер ностей зубьев и выносливость при изгибе б) при числе циклов нагружений зубь менее 10 — на прочность поверхностей зубьев (предотвращение пластической дефо мации) и прочность при изгибе. [c.186]

В существующих нормах расчета зубчатых передач на прочность допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе находятся по зависимостям (5.1) и (5.2) в ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 bISO/DIS 6336-90 [c.118]

Расчет прямозубой цилиндрической передачи. При конструировании зубчатых передач — основные параметры модуль т и число зубьев г. У малонагруженных мелкомодульных передач т и г выбирают в зависимости от габаритов передачи (межосевого расстояния а, размеров зубчатых колес) и требуемой величины передаточного числа и. При передаче значительных моментов рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб. Нагрузочная прочность большинства передач органичнвается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб / [22]. Расчет на прочность эвольвентных ци- линдрических зубчатых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше стандартизован ГОСТ 21354—75. [c.58]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...