Зубчатые колеса распределение напряжений в ннх

При защите курсового проекта по деталям машип нужно давать четкие ответы на такие вопросы, как определение действительных напряжений в различных сечениях вала, характер износа зубьев зубчатых и червячных колес, распределение напряжений в шпоночных и шлицевых, зубчатых соединениях, особенности расчета подшипников качения на динамическую грузоподъемность, обоснование выбора материала деталей, допусков и посадок, шероховатостей поверхности, обоснование выбора принятых коэффициентов запаса прочности и т.д. [c.14]

В качестве примера приведем узел шлицевого соединения приводного зубчатого колеса с валом (рис. 425, а). Диск колеса смещен по отношению к шлицам. Крутящий момент, передаваемый колесом, воспринимается преимущественно участком шлицевого соединения, расположенным в узле жесткости — в плоскости диска (распределение напряжений смятия на рабочих гранях шлицев представлено эпюрой). При обратном расположении шлицевого венца (рис. 425, б) крутящий момент, идущий с носка вала, вызывает закручивание последнего, в результате чего шлицы, расположенные слева от зубчатого колеса, смыкаются по длине со шлицами ступицы, в свою очередь вызывая скручивание ступицы, вследствие чего крутящий момент передается по длине соединения более равномерно. Система до известной степени обладает свойством саморегулирования чем больше крутящий момент и закручивание вала, тем равномернее становится нагрузка на шлицы. [c.585]

Сигналы управления поступают на вход электронного усилителя, в котором они усиливаются и преобразуются в импульсные напряжения. Напряжение подается на соленоиды, которые управляют распределением движения в приводе. Привод состоит из электродвигателя ЭД, который через систему зубчатых колес передает движение ведомому звену-барабану 8. Барабан по команде от системы управления отклоняется на заданный угол ф. [c.390]

С помощью конформного отображения профиля зуба зубчатых колес на полуплоскость удалось изучить распределение напряжений у корня зубьев. [c.67]

Если распределение напряжений в ступице зубчатого колеса интересует пользователя в большей степени, чем распределение напряжений на поверхности зуба, то поверхность зуба можно моделировать дугой окружности. [c.93]

Кратко описаны возможности, которые представляет применение оптического метода для проектировщика конструкций и машин описаны полученные при помощи этого метода картины распределения напряжений в отдельных деталях — зубчатых колесах, гайках, болтах, фланцевых соединениях и подобных элементах. [c.7]

Если же поперечное сечение резко меняется на небольшом участке стержня, то обыкновенно при этом имеет место значительная концентрация напряжений. Для примера рассмотрим зуб зубчатого колеса, к которому приложена сила Р (рис. 12). Оказывается, что распределение напряжений в поперечном сечении тп в корне зуба не следует линейному закону. Из опытов мы узнаем i), что в точках тип начала закругления наблюдается сильная концентрация напряжения. В таблице 1 (стр. 563) указаны коэффициенты концентрации напряжения, на которые следует умножать значения напряжений, определенных по обычным формулам, чтобы получить наибольшие значения напряжений в точках тип. [c.580]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29), а расчетное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностями. В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев зубчатых колес и шлицевых соединений, вдоль шпонок, вкладышей подшипников скольжения и других деталей, и при составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалентными сосредоточенными силами, приложенными в середине площадки (площадок) контакта 1, [c.131]

Толщина азотированного слоя невелика (0,2-0,5 мм). В связи с этим для азотированных передач характерной причиной выхода из строя является развитие подслойных усталостных трещин. Поэтому допускаемые контактные напряжения [а ] (при расчете по формуле Герца) уменьшаются с увеличением диаметров зубчатых колес. В этом отношении азотирование существенно уступает цементации. В цементованных зубчатых колесах подслойные разрушения начинаются при значительно больших нагрузках, что связано с большей толщиной упрочненного слоя, более равномерным распределением твердости в нем и обычно несколько более высокой твердостью сердцевины. [c.29]

Для косых и шевронных зубьев формула (14) обычно дает несколько увеличенное напряжение изгиба по сравнению с фактическим при равномерном распределении нагрузки по контактным линиям и по ширине зубчатых колес. [c.103]

Изменение удельной контактной нагрузки вдоль контактных линий косых и шевронных зубьев вследствие изменения жесткости зубьев в разных точках контактных линий [11] уже учтено в значениях допускаемых контактных напряжений для косых и шевронных зубьев. Здесь же учитывается лишь неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес. [c.113]

Особенности расчета конических колес на контактные напряжения сдвига. В точно изготовленных или тщательно приработанных конических передачах нагрузка распределяется вдоль ширмы зубчатых колес по трапецеидальному закону, который при износе зубьев не нарушается. При таком распределении нагрузки расчет на контактные напряжения можно производить по окружному усилию Р и эквивалентному радиусу кривизны р, определяемым по формулам [c.209]

Валы диаметром от 0,1 до 10 000 мм — Отклонения 83, 86 Валы зубчатых колес — Расчет 355 - конических — Действующие силы — Определение 366 Валы зубчатых передач — Расчет 355 Валы коленчатые — Галтели — Влияние на распределение нормальных напряжений 149 [c.822]

Так как быстроходная ступень нагружена меньше, чем тихоходная, то для получения близких диаметров колес передаточное отношение первой (быстроходной) ступени рекомендуют брать больше, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента ширины колес от быстроходной к тихоходной ступени. Ориентировочные рекомендации по распределению передаточных отношений приведены на рис. 10.33. График построен по условию минимальной массы зубчатых колес при одинаковых или близких допускаемых напряжениях во всех ступенях передачи (дополнительные сведения см. [12]). [c.199]

Рис. 131. Нагрузочная способность по контактным напряжениям зубчатых колес при неравномерном распределении нагрузки по ширине зуба

Если для определенного материала зубчатых колес как модифицированных, так и немодифицированных, имеются критерии нагрузочной способности, то для зубчатых колес одинаковых размеров оба вида колес можно сравнить путем расчета допустимой нормальной нагрузки на зуб. При этом в соответствии с различным распределением нагрузок и напряжений используются разные методики расчета. Кроме того, наряду с критериями нагрузочной способности, полученными на испытательном стенде, необходимо учитывать влияние внешних факторов. Такое сравнение показывает, что оптимально модифицированные зубчатые колеса обладают большей нагрузочной способностью, чем немодифицированные. Эксперименты подтверждают эти сравнительные расчеты (рис. 136). В приведенном примере большая модификация у = 35 мкм) вызывает снижение передаваемой нормальной нагрузки по сравнению с немодифицированными колесами. Колеса с модификацией 10 и 15 мкм имеют большую нагрузочную способность, чем немодифицированные. Модификация 10 мкм для данного случая находится вблизи оптимума. Следовательно, нагрузочную способность можно повысить лишь [c.132]

Переработаны и дополнены разделы о распределении нагрузки по длине зубьев и о расчете косых зубьев на излом. Приведены новые данные о возможности повышения допускаемых напряжений для расчета зубчатых колес. Дано понятие об оценке вероятности повреждения передач зацеплением при различных уровнях напряжений. Заново написаны разделы о расчете зубчатых колес на заедание и конических зубчатых колес с круговыми зубьями на прочность. [c.2]

Эта формула рекомендуется в качестве исходной расчетной зависимости на основе следующих соображений. При работе зубчатых колес на боковых поверхностях зубьев возникают силы трения, которые изменяют напряженное состояние в зоне контакта и увеличивают максимальное касательное контактное напряжение. Если принять коэффициент трения равным 0,2 и неизменным по ширине 2Ь полоски контакта, то Тшах = О,340 на глубине 0,46) [134]. Это напряжение почти не отличается от напряжения сдвига при параболическом законе распределения нагрузки поперек полоски контакта. [c.188]

Разумеется, случайные величины, влияющие на долговечность (ресурс) и несущую способность зубчатой передачи, не исчерпываются допускаемыми напряжениями. Случайными являются также отклонения от номинала размеров передачи, а отсюда и величина динамической нагрузки в зацеплении. Зазоры в подшипниках, как случайная величина, определяют (в числе прочего) рассеяние значений относительного перекоса зубчатых колес при их работе. Наконец, если передача работает со стохастическими нагрузками (например, главная передача автомашины), то последние, как случайные величины, также тяготеют к нормальному закону распределения. Все сказанное служит иллюстрацией того, что оценка несущей способности зубчатой передачи с вероятностных позиций — задача достаточно сложная. В данном разделе ограничимся рассмотрением [c.321]

Шлейф ер М. А. О распределении напряжений по длине зубчатого колеса. Вестник машиностроения , 1965, jY 12. [c.483]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29). а рас- [c.130]

Приведем еще один пршиер влияния упругости на величину напряжений распределение нагрузки по длине зуба в зацеплении дисковых зубчатых колес. Характер распределения нагрузки и ее максимальная величина зависят от взаимного расположения дисков колес. Если они находятся, в одной плоскости у торца зубьев (рис. 72, а), то нагрузка сосредоточивается преимущественно в узле жесткости, т. е. в плоскости расположешй дисков, Остальная часть зубьев, находящаяся на сравнительно упругом ободе, нагружена меньше. Вероят- . [c.147]

Напряжение изгиба в зубе, найденное для нагрузки, по которой былоопределено окружное усилие Р, без учета динамической нагрузки, вызываемой погрешностями зацепления, и неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатых колес, может быть определено по формуле [c.392]

Оптимальное сочетание прочности и износостойкости упрочненных слоев, а также прочности и вязкости сердцевины имеют цементуемые стали с С = 0,10 н- 0,25 % (табл. 7.1). После насыщения поверхности углеродом или одновременно углеродом и азотом детали подвергают закалке и низкому отпуску. Упрочненный слой должен иметь толщину не менее 0,5-0,6 мм. Толщиной слоя принято считать сумму толщин заэвтектоидной, эвтектоид-ной и переходной зон. Несущая способность детали определяется эффективной толщиной слоя, в которой С > 0,4 %. На внутренней границе этой зоны твердость равна 50 HR g, а на поверхности детали твердость должна быть равна 56-63 HR g. Для того чтобы в упрочненном слое распределение углерода по толщине было равномерным, используют диффузионное выравнивание. Оптимальная структура упрочненного слоя представляет собой мар-тенситную матрицу с содержащимися в ней карбидами и остаточным аустенитом. Карбиды располагаются в виде мелких округлых частиц в заэвтектоидной зоне слоя на глубине 0,1-0,25 мм от поверхности. Эти карбиды увеличивают сопротивление деталей изнашиванию. Остаточный аустенит ускоряет приработку зубчатых пар, а в деталях под нагрузкой способствует релаксации напряжений, снижая их максимум. В этом отношении особенно эффективен азотистый аустенит, получаемый при нитроцементации. Допустимое количество остаточного аустенита определяется условиями эксплуатации деталей при 10-15 % он не сказывается существенно на долговечности зубчатых колес, при количестве около 40 % — снижает контактную выносливость тя-желонагруженных зубчатых колес. [c.100]

Можно из хорошо выдержанной нитроцеллюлозы, не снижая ее оптических свойств, изготовить прозрачные модели зубчатых колес, способные выдержать значительные нагрузки ими можно воспользоваться для качественного изучения тех изменений, которые происходят в шестернях при изменении кинематических условий проектирования, но еще ценнее использование их для количественного определения распределения напряжений, возникающих в зубчатых колесах на практике. Пока исследовано только несколько подобных случаев, как например распределение напряжений, возникающих в зубцах колес при статическом нажатии пример такого распределения напряжений приведен на фигуре 8.10, где даны изоклинические линии и линии главных напряжений для одного положения зубцов в сопровождении кривой контурных напряжений и давлений соприкасания. [c.564]

Показатели нормы контакта зубьев в передаче. Для получения надежных зубчатых передач зубья парных зубчатых колес должны соприкасаться по всей длине контактных линий. В этом случае удельная нагрузка в зацеплении достаточно равномерно распределяется вдоль контактных линий исключается концентрация нагрузки, действующей на зубья, и напряжений в материале зубьев создаются условия для равномерного смазывания зацепления и обеспечивается (наряду с другими мерами) расчетная прочность зубьев передач. Равномерность контакта зубьев в передаче легко определить по пятну контакта. Для этого рабочие поверхности зубьев ведущего колеса (допустим, зубчатое колесо 1 в передаче, показанной на рис. 16.1, а) покрывэк т равномерным тонким слоем контрастной краски, которая при вращении зубчатых колес переносится на зубья ведомого зубчатого колеса 2, образуя на них пятна контакта (рис. 16.5). Пятно контакта, полученное на каждом зубе, представляет собой совокупность мгновенных следов прилегания боковых поверхностей зубьев и дает полное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок. С увеличением полноты контакта зубьев, т. е площади и равномерности распределения пятна контакта по рабочей поверхности зубьев, повышается надежность передач. [c.262]

Габариты редуктора в значительной степени зависят от того, как распределено общее передаточное отношение по ступеням. Стремятся к тому, чтобы диаметры зубчатых колес в многоступенчатых редукторах были близки по размерам. При этом лучше обеспечивается смазка зацепления погружением колес в масляную ванну. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла желательно погружать в масляную ванну редуктора колесо быстроходной ступени на несколько меньшую глубину, чем колесо тихоходной ступени. Желательно погружать в масло колесо быстроходной ступени на две высоты зуба, а колесо тихоходной ступени — на величину не более /з радиуса колеса. Так как удельная расчетная нагрузка на быстроходной ступени меньше, чем на тихоходной, в целях выравнивания диаметров колес передаточное отношение первой ступени рекомендуют брать большим, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента 15ь1 от быстроходной к тихоходной ступени. На рис. 157 представлен график распределения передаточного отношения по ступеням редуктора. График получен по условию минимальной массы зубчатых колес при близких по значению допускаемых напряжениях шесте рни и колеса. [c.176]

Погрешности зацепления, определяемые в основном качеством изготовления, вызывают нарушение распределения нагрузки по высоте и ширине зуба, а также между отдельными зубьями, последовательно входящими в зацепление. На нагрузочную способность зубчатых колес влияют ошибки основного шага, погрешности профиля, шероховатость рабочих поверхностей зубьев и погрешность направления зуба. Ошибка по основному шагу вызывает изменение в распределении нагрузки между отдельными зубьями, последовательно входящими в зацепление. В том случае, когда в зацеплении находятся два зуба (одного колеса) и один из зубьев смещен вперед, а другой — назад относительно их теоретического положения, смещенный вперед зуб оказывается более нагруженным по сравнению с зубом, смещенным назад. В результате контактные давления (напряжения) на первом зубе выше, чем на втором. На рис. 125, а показано изменение контактного напряжения при перемещении точки контакта вдоль линии зацепления для идеального колеса (ошибка основного шага [е = = 0). Эта зависимость еще раз показана сплошной линией на рис. 125, б. Рассмотрим случай, когда второй из трех, изображенных на рисунке зубьев, смещен назад на величину fe относительно левого зуба. При этом на участке линии зацепления ( 151), когда в зацеплении находятся одновременно два зуба одного колеса, этот зуб воспринимает меньшую нагрузку и контактные напряжения на нем на участке ЕхВх ниже, чем у идеального колеса. На участке 5)52, где в зацеплении находится один зуб, погрешность 1е никакого значения не имеет. На участке В2Е2 нагруз- [c.125]

Неподвижные соединения применяют для крепления машин на фундаменте, соединения отдельных агрегатов и крепления съемных деталей. Выполнение таких соединений без избыточных связей позволяет значительно снизить трудоемкость их изготовления. При неточностях изготовления затяжка болтов не вызывает деформаций деталей и соответствующих напряжений. Не будут возникать эти напряжения при просадке фундаментов и расширении звеньев от нагревания. Пригонка (если она требуется) у статически определимых соединений много проще, чем у статически неопределимых. На первых видно, где следует снять металл или установить прокладку. Ее необходимо 1юдкладывать только в одном месте, при этом не надо следить за распределением нагрузки между несколькими опора.ми. Наконец, соединение можно сконструировать так, чтобы во время пригонки легко было точно выдержать требуемый размер (например, параллельность осей зубчатых колес). [c.55]

Триведем еще один пример влияния упругости на величину напряжений распределение нагрузки по длине зуба в зацеплении дисковых зубчатых колес (рис. 87). Характер распределения нагрузки и ее максимальная величина зависят от взаимного расположения дисков колес. Если они находятся в одной плоскости у торца зубьев (рис. 87, а), то нагрузка сосредоточивается иреимущественно в узле жесткости, т. е. в плоскости расположения дисков. Остальная часть зубьев, находящаяся на сравнительно упругом ободе, нагружена меньше. Вероятное распределение нагрузки в этом случае изображается треугольником с вершиной в плоскости расположения дисков. Максимальная нагрузка на единицу длины зубьев равна —2р, где р — средняя нагрузка при обычном допущении равномерного распределения ее по длине зубьев. [c.149]

Имеется много задач 6 напряженном состоянии, когда деформация, по существу, происходит в одной плоскости. Это так называемые двумерные задачи. Примерами служат изгиб балок узкого прямоугольного поперечного сечения, изгиб ферм, арок, зубчатых колес или вообще пластинок какой угодно формы, но постоянной толщины, на которые действуют силы или моменты в плоскости пластинки. Форма пластинок может быть такой, что становится весьма затруднительным аналитическое определение закона распределения напряжений для таких случаев оказывается весьма полезным фотоупругий метод. В этом методе применяются модели, вырезанные из пластинок изотропного прозрачного материала, как, например, стекло, целлулоид или бакелит. Хорошо известно, что под действием напряжений эти материалы становятся двояколучепреломляющими, м если луч поляризованного гее/иа проходит через прозрачную модель, находящуюся в напряженном состоянии, то при этом йожно получить окрашенное изображение, по которому удается найти закон распределения напряжений ). [c.276]

Другой случай разрушения от усталости при действии высокой концентрации напряжений представляет разрушение поверхности катков и зубчатых колес под повторным действием контактных давлений во время вращения. Рассматривая два вращающихся катка, прижатых уг к другу силами Р (рис. 337), мы можем вычислить наибольшее сжимающее напряжение на поверхности контакта при помощи формул п. 63. В случае идеально гладкой поверхности вычисленное таким образом напряжение является истинным, и поверхностная усталостная прочность катков данного материала будет зависеть только от величины STorjo напряжения. В действительности поверхность катка имеет различного рода неровности, величина которых зависит от рода обработки поверхности. Несколько примеров обработки поверхности показано ) в увеличенном виде на рис. 338. Естественно, шероховатая поверхность будет влиять на распределение давления на поверхности соприкасания катков рис. 337). В результате местного перенапряжения у вершин наиболее резких неправильностей трещины усталости будут появляться раньше, чем в случае гладких катков. Это указывает на то, что усталостная прочность катков зависит от степени шероховатости йх поверхности. [c.422]

Смотреть страницы где упоминается термин Зубчатые колеса распределение напряжений в ннх : [c.138] [c.169] [c.208] [c.379] [c.303] [c.52] [c.637] [c.77] [c.174] [c.179] [c.132] [c.94] [c.50] [c.198] [c.630] [c.81] [c.137] [c.145] [c.415]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...