Выносливость зубьев цилиндрических колес

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ [c.34]

Т р у б и н Г. К., Влияние вязкости смазки на контактную выносливость зубьев цилиндрических косозубых колес, Вестник машиностроения № 9, 1951. [c.309]

Кроме прочности зубьев, долл на быть проверена усталостная выносливость оболочки гибкого колеса. Решающее влияние на прочность оказывают нормальные напряжения от изгиба деформируемой цилиндрической оболочки гибкого колеса в зоне зубчатого венца и касательные напряжения, связанные с деформацией гибкого зубчатого колеса при передаче момента Т. [c.198]

Изготовление профиля зубьев зубчатых колес методами холодного и горячего накатывания по сравнению с изготовлением резанием позволяет повысить предел выносливости зуба путем ориентации волокон материала до 20%) сэкономить до 20%> металла и снизить затраты на изготовление зубчатых колес на 20—25%. Для повышения надежности необходимо использовать также прогрессивный метод точной объемной горячей штамповки зубчатых колес с одновременным формообразованием зубьев на обычном кузнечно-прессовом оборудовании. Это позволяет снизить обш,ие затраты на изготовление конических зубчатых колес на 10—12%, а цилиндрических на 30—32%- [c.354]

При расчете на контактную выносливость конические колеса заменяют цилиндрическими, начальный (делительный) диаметр и модуль которых равны начальному диаметру и модулю в среднем сечении зуба конических колес, а профиль зубьев соответствует профилю эквивалентных цилиндрических колес, т. е. расчет на контактную выносливость выполняют по формуле (21), принимая [c.118]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

См. методические указания по расчету цилиндрических зубчатых колес на прочность и долговечность (стр. 124). Открытые передачи на выносливость рабочих поверхностей зубьев не рассчитываются. [c.92]

Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Расчет. на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых колес стандартизирован ГОСТ 21354—75. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и выполняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубьев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров. [c.167]

Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям пользуются формулой (3.2) максимальное [c.24]

Формула для проверочного расчета круговых зубьев на выносливость по напряжениям изгиба аналогична формуле (3.25) для цилиндрических косозубых колес [c.44]

Расчет поверхностей зубьев на выносливость. Напряжения в поверхности слое зубьев (знак плюс относится к внешнему зацеплению, минус — к внутреннем для цилиндрических прямозубых колес [c.188]

Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Напряжения изгиба зубьев для цилиндрических прямозубых колес и для прямозубого реечного зацепления [c.195]

Точность определения пределов изгибной выносливости поверхностно-упрочненных зубьев по зависимостям (5.4) и (5.6) существенно зависит от точности определения параметров, входящих в эти уравнения, в частности, глубины слоя к в зоне повышенной напряженности зуба колеса. Стандарты по расчету на прочность цилиндрических зубчатых передач (ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 и др.) [c.108]

Пример 1. Рассчитать на прочность быстроходную некорригировапную пару прямозубых цилиндрических колес внешнего зацепления А — 11,625 ем z, = 20 Zj = 73 (г isi = 3,65) т — 0,25 см а — 20 Ь i см — 10 000 об/мин исходный реечный контур по ГОСТу 3058-54 зубья шлифованы по 6-й степени точности по ГОСТу 1643-56. Материал сталь 18Х2Н4ВА термообработка —. закалка и цементация (твердость поверхностного слоя HR С 58—62, предел прочности сердцевины = 115 кГ. см , предел выносливости на базе 10 циклов о , = 56 пГ/см ) Колеса расположены между опорами несимметрично. [c.226]

Особенности расчета по контаит-ным напряжениям сдвига цилиндрических косозубых и шевронных колес. Прп расчете на выносливость рабочих поверхностей зубьев цилиндрических косозубых и шевронных колес можно пользоваться теми же формулами, что и для прямозубых колес, подставляя в формулы (4) — (4ж) числовой коэффициент 80 ООО вместо 100 ООО и допускаемое контактное напряжение сдвига в поверхностном слое косых и шевронных зубьев в кПсм [c.95]

Размеры открытых передач определяют из условия изгибной выносливости зубьев с последующей проверкой на статическую изгибную и контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Открытые передачи не заключены в общем корпусе, вследсгвие чего при их монтаже не обеспечивается высокая точность прилегания зубьев по длине Поэтому значения коэффициентов ширины венца цилиндрических (я , ) и конических колес следует выби- [c.82]

Из рис. 5.2 видно, что относительная толщина упрочненного слоя А (в большей мере) и коэффициент смещения х существенно влияют на коэффициент упрочнения Ку, который для рассматриваемых передач может изменяться от единицы до двух и более, причем эффект упрочнения больший у колес с большим числом зубьев. На основании этого можно заключить, что величины коэффициентаприведенные в ГОСТ 21354-87 (1 < Ку< 1,3), являются заниженными. Это подтверждается также результатами усталостных испытаний на изгиб цилиндрических образцов с концентраторами напряжений и без них из материалов [52], используемых для изготовления зубчатых колес, с различными видами упрочнений и без них, согласно которым 1 <К < 2,68. Следует также иметь в виду, что для уточнения эффекта упрочнения зубьев при расчетах зубчатых колес необходимо коэффициентом К учитывать все влияния поверхностного упрочнения на пределы выносливости зубьев при изгибе и не учитывать их в других коэффициентах, например 7 (см. формулу (5.1)). [c.114]

В цилиндрических планетарных муфтах применяют не менее двух сателлитов для уравновешенности вращающихся масс. Обычно число сателлитов t = 2- -3. Наиболее компактны конструкции прн трех сателлитах. При t >3 затруднено выравнивание нагрузки между сателлитами центральное колесо приходится делать само-устанавливающимся, опирающимся на зубья сателлитов. При проектировании планетарных передач необходимо обеспечить зазор между сателлитами. Сумма зубьев центрального колеса и обоймы должна бьпъ кратна числу сателлитов (условие сборки). Зубья колес планетарных передач рассчитывают на прочность и сопротивление усталости по формулам, приведенным в работе 119 . При расчете на выносливость допускают равномерное загружение всех сателлитов, а прн расчете на прочность учитывают перегрузку, если один из сателлитсв не работает из-за неточностей сборки. При назначении допускаемы.к [c.155]

Обкатка роликами и шариками применяется в машиностроении как средство упрочнения валов, осей, пальцев, шпилек, зубчатых колес и других деталей. Накатывают цилиндрические поверхности, галтели, канавки, впадины зубьев и шлицев, торцовые поверхности и резьбы. По эффективности обкатка занимает одно из первых мест среди других методов поверхностного упрочнения. Она позволяет получить слой наклепа 3 мм и более, т. е. значительно больший, чем, например, при дробеструйной обработке. Это особенно важно для деталей больших размеров (глубина наклепа при обкатке подступич-ной части вагонных осей достигает 19 мм). Твердость поверхностных слоев, по сравнению с исходной, повышается на 20—40%, предел выносливости гладких образцов — на 20—30%, а при работе в коррозионной среде в 4 раза. В зонах концентрации напряжений, в местах контакта с напрессованными деталями предел выносливости повышается в 2 раза и более. Срок службы различных валов в результате накатки увеличивается в 1,5—2 раза, осей вагонов — в 25 раз, штоков молотов — в 2,5—4 раза и т. д. Обкатка не только создает наклеп и формирует остаточные напряжения сжатия, но и на 2—3 класса снижает шероховатость поверхности, доводя ее до 8—10-го классов. В связи с этим в ряде случаев.обкатка вытесняет малопроизводительное шлифование. Наряду с непосредственным упрочнением от наклепа, при этом устраняется вредное влияние на прочность деталей концентраторов напряжения, возникающих при шлифовании из-за прижогов. [c.107]

Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям пользуются формулой (3.2) максимальное нормальное напряжение принято обозначать индекс Н (лат.) соответствует первой букве фамилии знаменитого физика Нег1г а нагрузка на единицу длины контактной линии зубьев [c.29]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...