Зубчатые колеса Расчет на прочность — Коэффициенты

При работе машин в их деталях во многих случаях возникают напряжения, переменные во времени. Как известно из предыдущего в этих случаях расчеты на прочность целесообразно выполнять в виде проверочных, определяя расчетный коэффициент запаса прочности и сравнивая его с требуемым. Допускаемое напряжение при переменных нагрузках определяют сравнительно редко, так как оно зависит от коэффициента концентрации напряжений и масштабного фактора, которые в стадии предварительных проектных расчетов более или менее точно установить невозможно. Лишь для некоторых элементов, например зубчатых колес, у которых коэффициент концентрации напряжений можно установить до выполнения чертежа, определяют допускаемые напряжения с учетом переменности рабочих напряжений во времени. [c.331]

Передачи зубчатые цилиндрические — Допуски 276—294 — Коэффициент смещения 244—247 — Коэффициент среза 243 — Коэффициент суммы смещений 247, 248 — Расчет на прочность 352—384 — Смещение колес 243, 244 — Термины и обозначения 241, 242 [c.557]

При работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, а также валов и их опор. Силы определяют при максимальном статическом нагружении внешними нагрузками, без учета динамических нагрузок, вызванных ошибками изготовления и деформацией деталей. Эти факторы учитывают соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу. Силами трения также пренебрегают вследствие их малого влияния. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления Я (см. рис. 11.10) в предположении, что вся нагрузка передается одной парой зубьев. [c.245]

Нагрузки на каждый шпиндель и суммарные рассчитывают с учетом их изменения во времени. При неавтоматизированном проектировании переменность нагрузок обычно не учитывают из-за большой трудоемкости расчетов, что приводит к завышению крутящего момента приводного электродвигателя и увеличению, массы валов и шпинделей из-за больших коэффициентов запаса прочности валов и шпинделей. Проверка совместимости узлов и деталей включает проверку отсутствия касания валов, шпинделей и корпусных деталей зубчатыми колесами, а также выполнение ограничений на межцентровые расстояния промежуточных валов и шпинделей. Силовой расчет деталей и узлов состоит из расчета частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения шпинделей, расчета мощности холостого и рабочего хода расчета на прочность, жесткость и долговечность шпинделей, промежуточных валов, их опор и шпоночных соединений расчета на изгиб и контактную прочность зубьев зубчатых колес. [c.243]

Опытными данными установлено, что нагрузочная способность конической передачи ниже цилиндрической. В соответствии с этим в расчетные формулы для зубьев конических передач вводят коэффициент, учитывающий снижение нагрузочной способности по фавнению с зубьями цилиндрических передач и принимаемый равным 0,85. Формулы для расчета на прочность зубьев конических зубчатых колес аналогичны формулам для зубьев цилиндрических зубчатых колес. [c.196]

Расчет основных геометрических размеров. Зная межосевое расстояние А и модуль т (см. расчеты на прочность), определяют диаметры колес, размеры элементов зацепления, а также характеристики зацепления коэффициент перекрытия, удельное скольжение и др. Эти расчеты выполняют по формулам, приводимым в курсе теории механизмов и машин, а также в специальных пособиях по зубчатым передачам [7]. Основные формулы даны в табл. 15.7. [c.256]

Уточненный расчет на прочность зубьев проводится в соответствии с ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчеты на прочность . Расчетные формулы (ГОСТ 21354—75) имеют ту же структуру, что и приведенные выше в предварительном расчете, но содержат ряд поправочных коэффициентов. учитываюш,их форму и шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, влияние окружной скорости, смазки, размеров зубчатого колеса, механические свойства материала, распределение нагрузки между зубьями, распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, динамические нагрузки и т. д. [c.509]

Неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в зацеплении центрального колеса с одним из сателлитов в начальный период работы учитывают при расчете на прочность активных поверхностей зубьев коэффициентом [c.238]

П23, Рекомендуемые коэффициенты запаса прочности я для расчета на изгиб зубьев цилиндрических и конических зубчатых колес [c.313]

В реальной передаче (зубчатом зацеплении) нагрузка но длине зуба распределяется неравномерно из-за деформаций валов, опор, корпусов и самих колес (изгиб, сдвиг, кручение), погрешностей изготовления. Концентрация нагрузки, являясь интегральной оценкой концентрации напряжений, существенно влияет на прочность зубьев. Ее учитывают (как и концентрацию напряжений), вводя в расчет коэффициент неравномерности распределения нагрузки Хр = Определение Хр про- [c.342]

Коэффициенты неравномерности рас-преде.ления нагрузки (концентрации нагрузки) по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность Кц и при расчете на изгиб Кр зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, износа подшипников, погрешностей изготовления и сборки, вызывающих перекашивание зубьев сопряженных колес относительно друг друга, последнее увеличивается с увеличением ширины венца bj, поэтому ее ограничивают (значения bj регламентируются рекомендуемыми пределами значений vj/,,). [c.191]

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]

Методика вероятностных расчетов деталей машин на статическую и усталостную прочность подробно рассмотрена в гл. 2. Приведенные в ней закономерности являются общими и не учитывают специфики расчетов конкретных элементов, особенностей формирования нагрузочных режимов, способов их получения и т. д. В то же время общая последовательность расчета по гипотезе суммирования повреждений, нашедшая отражение в блок-схеме (см. рис. 2.8), для конкретных деталей может быть упрощена. Например, при расчете на усталостную долговечность зубчатых колес многообразие методов схематизации нагрузочного режима сводится к одному — методу ординат, учет вариации коэффициента асимметрии не производится, так как считается, что зуб нагружается пульсирующим циклом число циклов нагружения определяется в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя или ведущих колес (скорости движения автомобиля) и передаточных-отношений коробки передач, главной передачи и т. п. [c.129]

Опытные работы, проведенные с зубчатыми колесами, показали, что развитие усталостных трещин начинается не на глубине, где действуют наибольшие напряжения, а по контактной поверхности зубьев. Положение с исследованием явлений усталостного разрушения таково, что пока нет оснований для рекомендаций надежных критериев прочности, отвечающих данному напряженному состоянию, однако формулы (44) — (46) с достаточной ясностью отражают физическую сущность и закономерность явлений усталостного разрушения. Следовательно, безразлично, какую формулу принять для расчета колес закрытых зубчатых передач, так как их различие состоит только в числовом расчетном коэффициенте необходимо лишь обеспечить правильный выбор допускаемых напряжений исходя из принятой формулы заметим также, что между нормальными и касательными напряжениями существует в данном случае простая линейная связь. При надобности в расчетах можно использовать зависимость, характеризующую переход от одного напряженного состояния к другому, где [c.302]

Определение ра еров элементов зубчатых колес. Приведенные в табл. 9 формулы для определения размеров элементов колес учитывают необходимую прочность и долговечность зубчатых колес в эксплуатации. Расчетная толщина обода между дисками зависит от межосевого расстояния, суммарного числа зубьев, числа зубьев колеса и коэффициента ширины зубчатого колеса. Толщина диска определяется условиями прочности и жесткости зубчатого, ко леса и величиной допускаемых напряжений в зоне сварного шва. Соотношения размеров ступицы такие же, как и у литых зубчатых колес. Проточки в шевронных зубчатых колесах выполняют так же, как и у литых (см. лист. 3, рис. 4). При длине ступицы зубчатого колеса /> 400 мм отверстие для посадки колеса на вал выполняют двухступенчатым. Предварительный расчет диаметра отверстия в ступице зубчатого колеса можно сделать по формуле [c.21]

При расчетах на выносливость зубчатых колес в общем машиностроении используют следующие значения коэффициента безопасности (запаса прочности) Зр. [c.218]

Рис. 8. Поправочный коэффициент Ро при расчете зубчатых колес на контактную прочность а — кованые колеса б — литые стальные колеса

На контактную прочность зубчатых колес сильно влияют гладкость рабочих поверхностей и факторы, от которых зависит коэффициент трения в зоне контакта. Приведенный выше расчет зубчатых колес на контактную прочность действителен для обычно достигаемого при изготовлении и приработке зубчатых передач достаточно высокого уровня гладкости рабочих поверхностей зубьев и для условий, при которых коэффициент трения в зоне минимальной контактной прочности (т. е. вблизи полюсной линии) близок к 0,08. [c.88]

Коэффициент снижения нагрузочной способности прямых зубьев конических зубчатых колес д принимается при расчете зубьев на изгиб таким же, как и при расчете их на контактную прочность в = 0,85. [c.151]

Зубчатые колеса электролебедок изготовляют из стали. Они имеют фрезерованные зубья и при окружной скорости (на делительной окружности) более чем 1,5 м/с для обеспечения надежной смазки их помещают в масляную ванну. Шестерни обычно изготовляют коваными зубчатые колеса — литыми или сварными. Нарезку зубьев сварного колеса выполняют с таким расчетом, чтобы сварной шов обода располагался под впадиной зуба. Коэффициент запаса прочности в материале относительно предела текучести должен быть для кованых колес не менее 2, для литых стальных колес не менее 2,5. [c.92]

При расчете зубчатых колес по местным напряжениям допускаемое напряжение, приведенное к расчету по максимальным напряжениям находится как частное от деления предела вЫ носливости собственно зубьев на коэффициент запаса прочности. Величина предела выносливости зубьев устанавливается путем натурных испытаний зубчатых колес на стенде или на пульсаторе. Недостатком расчета по местным напряжениям является то, что при их определении учитывается теоретический коэффициент концентрации напряжений Кт, а при определении экспериментальным путем допускаемых напряжений — эффективный коэффициент концентрации напряжений Кс Для металлов же, в зависимости от их химического состава и структуры и от градиента напряжений, разница между /Сг и /Са получается иногда значительной. [c.173]

Для определения необходимых размеров зубчатых колес и валов принимают коэффициент сцепления р равным единице и рассчитывают необходимую при этом прочность привода. За основные данные при расчетах надо принять наибольший получаемый сцепной вес (включая дополнительный балласт) и примерный возможный вес рабочих орудий, приходящийся на ведущий мост. Если произвести расчеты на наинизшей передаче с полным крутящим моментом двигателя, то полученные параметры. будут слишком преувеличены. Наибольшие нагрузки появляются при езде с затянутым тормозом. Задача конструктора заключается в таком распределении передаточны.х чисел между коробкой передач, главной и конечными передачами, чтобы большие крутящие моменты возникали только на ведущей оси. [c.824]

Роликовые подшипники в рассматриваемой конструкции предпочтительнее шариковых, так как они увеличивают жесткость вала, улучшая тем самым условия работы зубьев (см. коэффициент /Ср при расчете зубчатых колес на прочность). [c.151]

Фиг. 7. Коэффициент Ро уменьшения допускаемых напряжений при расчете зубчатых колес на контактную прочность а — для кованых колес б — для литых колес.

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]

Полученные значения 9 на опорах (9 = 0,0033 8 =хи,0иЗЗ меньше допустимого (0,05, стр. 142). Значения б под зубчатыми колесами используем путем суммирования с аналогичными величинами для валов сопряженных зубчатых колес для определения коэффициента деформации при расчете на прочность зубчатых передач (гд. УИ). [c.148]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Расчет осей и валов на прочность. Расчет валов на прочность обычно проводят в два этапа первый этап — предварительный расчет вала, который выполняют после определения основных размеров проектируемой передачи для предварительного выбора диаметров вала в. местах посадки полумуфт, подшипников, зубчатых колес II т. п. второй этап — уточненный расчет, выполняемый на основе окончательно разработанной конструкции проектируемого объекта с целью определения действительного коэффициента запаса прочности для опасного сечсиия вала. [c.51]

Во время работы зубчатой передачи вследствие упругой деформации ее зубчатых колес, валов и подшипников, а также погрешностей при их изготовлении и сборке, нагрузка на зубья распределяется по их длине неравномерно. Кроме того, на зубья действует дополнительная динамическая нагрузка. Озответственно, в формулы для расчета зубьев на прочность вводят поправочные коэффициенты /Ск —к оэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев, и/Сд — коэффициент динамической нагруз-к и, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зубья. Коэффициенты Кк и Кд вводят в расчетные формулы умножением силы Q на эти коэффициенты. [c.241]

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]

Формулу (5.1) можно использовать как для нахождения коэффициента Ка и последующего расчета зубчатых колес, так и для выбора размеров торсионного вала по заданному /( . В первом случае размеры вала выбирают из условия прочности по моменту Л1 а д, во втором — выбранный из условия жесткости вал обязательно должен быть проверен на прочность, причем на основании поверочного расчета нужно Еыбрать материал вала и его термообработку. [c.125]

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]

При малых Ка. и коэффициенте перекрытия, как обычно меньше двух, опасным может быть случай однопарного зацепления с приложением силы в верхней точке однопарного зацепления. Плечо изгибающей силы относительно опасного сечения значительно меньше, чем при ее приложении к вершине зубьев. Условие этого расчетного случая следующее напряжения должны быть больше, чем в предыдущем расчете > К Ур (KJ ,o — коэффициент прочности — наибольшее местное напряжение при = 1 н та = 1, при приложегап1 нагрузки в верхней точке зоны однопарного зацепления). Значения для зубчатого колеса некорригированной передачи в зависимости от чисел яубьев рассчитываемого и сопряженного колеса приведены на рнс. 142. Эти значения подставляются вместо значений р. [c.264]

Указания к расчету на контактную и изгибную прочность зубьев механизма А. Расчет зубьев зубчатых колес механизма А выполняют с использованием приведенной выше методики. Для возможности Непосредственного применения формул из табл. 5, 6 и 12, в которые 1ВХ0ДЯТ 012, 1 и и, в каждом из зацеплений а — и Ь — g надо выделить меньший (шестерню) и больший (колесо) элементы сцепляющейся пары и определить с учетом числа сателлитов а и неравномерности распределения нагрузки среди сателлитов, учитываемой коэффициентом О. На рис. 36 показаны передача Ь — g и два варианта передачи a—g у одного из них г га, а у другого га >25. В табл. 20 для передач a — g1i Ь—g даны значения величин. входящих в формулы табл. 5, 6 и 12. [c.641]

Прочность зубьев червячного колеса на изгиб. Расчетной силой, нагружаюгцей червячное зацепление, как и при расчете зубчатого, считают = Кр2, где Та — окружное усилие червячного колеса, соответствующее номинальной величине передаваемого момента К — коэффициент нагрузки. Приближенно К — - 1,0...1,2. [c.301]

Научной основой теории расчета зубчатых и червячных передач и подшипников качения должна служить контактно-гидродинамическая теория смазки, зародившаяся в СССР. Работы в области этой теории позволили объяснить и численно обосновать ряд важнейших явлений контактной проч-ности деталей машин. Показано существенное повышение контактной прочности oпepeн aющиx поверхностей по сравнению с отстающими при качении со скольжением, связанное с резким изменением напряженного состояния в тонких поверхностных слоях от изменения направления сил трения в связи с пикой у эпюры давлений на выходе из контакта. Установлено численное значение (достигающее 1,5—2) коэффициента повышения несущей способности косозубых передач при значительном перепаде твердости шестерен и колес вследствие повышения контактной прочности опережающих поверхностей головок зубьев. [c.68]

Порядок расчета зубчатых цилиндрических эвольвентных передач следующий 1) Задание исходных данных, определение вспомогательных и- нагрузочных коэффициентов (табл. V.1.5—V,1.7, V.1.9- V. 1.13) 2) определение параметров для расчета допускаемых напряжений, а также значений допускаемых напряжений на контактную и изгибную долговечность и прочность (табл. V. 1.5, V.1.6, V. 1.14- -V.l,19) 3) расчет значений начальных диаметров шестерни d i и колеса d u (индексом 1 всегда обозначают шесФерню, индексом 2 колесо), модуля т (табл. V. 1.6), определение межосевого расстояния по формуле = 0,5 (dij,2 dwi) последующим округлением значений а,, и m до стандартных (табл. V.1.7) 4) определение остальных основных геометрических параметров передачи (табл. V.1.8). Расчет ведется методом последовательных приближений, при необходимости исходные " данные корректируются. [c.187]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...