Коэффициенты контактные зубьев цилиндрических

Примером непротиворечивых выходных параметров являются изгибная и контактная прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. гл. 12). При увеличении внутренних параметров — коэффициентов смещений и определяющих геометрические характеристики торцевых сечений зубьев, увеличивается толщина основания зуба и радиус кривизны боковой поверхности, что способствует увеличению как изгибной, так и контактной прочности зубьев. Однако при увеличении коэффициентов смещения снижается коэффициент перекрытия передачи, определяющий плавность пересопряжения. В подобных разобранным случаям проектируемые машина или механизм имеют векторный характер противоречивых выходных параметров синтеза. [c.314]

Распределение нагрузки между зубьями. Если ошибки основного шага в колесах передач невелики, то при коэффициенте торцового перекрытия е,. >1 крутящий момент передается либо двумя парами зубьев, либо одной парой зубьев (рис. 3.25). Для расчета расиределения нагрузки между зубьями цилиндрических передач используе.м модель, аналогичную описанной выше стержневой модели с дискретным контактным слоем (см. с. 26). [c.62]

Коэффициент повышения контактной прочности косых и шевронных зубьев цилиндрических зубчатых передач к = 1,25- 1,35. [c.258]

При проектировочном расчете зубьев цилиндрической передачи на контактную прочность обычно определяют межосевое расстояние передачи о , так как по ГОСТ 2185-66 (СТ СЭВ 229 — 75) оно является основным стандартным параметром цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления дая редукторов, выполненных в виде самостоятельных агрегатов. Стандартизованы также коэффициент и переда- [c.187]

Введем обозначение Z = 0,418 os Р пр/(еа sin 2а) — коэффициент, учитывающий геометрию передачи, свойства материала и коэффициент торцового перекрытия. В результате по условию нагрузочной способности ад [ад] получаем формулу для проверочного расчета на контактную усталость активных поверхностей зубьев стальных цилиндрических колес [c.135]

Расчет на усталость стальных цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления стандартизован ГОСТ 21354—81. В курсе Детали машин изучают основы такого расчета. Коэффициенты, общие для расчета на усталость при изгибе и контактную усталость активных поверхностей зуба обозначают буквой /С соответственно с индексами Р или Н. Специфические коэффициенты для расчета на усталость при изгибе обозначают буквой а на контактную усталость — буквой 2, [c.99]

Аналогичный расчет для конических колес с круговыми зубьями основывается на формулах (3.4) и (3.6). Рекомендуют принимать средний угол наклона зуба Р = 35° (рис. 3.5). При этом коэффициент, учитывающий формулу сопряженных поверхностей зубьев, = 1,59. Коэффициент можно принять таким же, как и для цилиндрических косозубых колес, т. е. ZE = 0,8. Тогда для проверочного расчета стальных конических колес с круговыми зубьями на контактную прочность формула будет иметь вид [c.48]

В зацеплении Новикова соприкосновение зубьев осуществляется в любой момент не по линии, как в эвольвентном зацеплении, а в точке. Отличительная особенность зацепления состоит еще и в том, что контактная точка сопряженных профилей перемещается по линии, параллельной осям колес цилиндрической передачи, а не по линии, нормальной к профилям зубьев, как в эвольвентных передачах. Следовательно, и коэффициент перекрытия в торцовом сечении для передач Новикова равен нулю, так как длина линии зацепления для них в этом сечении равна нулю. [c.123]

Возникающее (расчетное) контактное напряжение Стк в цилиндрической косозубой передаче зависит от вращающего момента М , передаточного числа и, межосевого расстояния а, длины зуба Ь и коэффициента 6 . [c.193]

Заменяя в формуле (21) Q = P (с учетом коэффициента нагрузки Kff), подставляя значение р р, выполняя действия, аналогичные выводу формулы (23) и используя формулы (95), (96), (96а), получим в соответствии с ГОСТ 21354—75 следующую общую формулу для выполнения проверочного расчета на контактную выносливость зуба закрытой цилиндрической передачи и передачи с низкой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев [c.92]

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]

Червячные передачи применяются при значительных передаточных числах и перпендикулярно расположенных перекрещивающихся валах (фиг. 10, в). Они обладают компактностью, бесшумностью в работе при сравнительно больших числах оборотов ведущего вала (червяка). Червячные передачи при работе имеют значительные потери мощности на трение в зацеплении. В последние годы начинают применяться глобоидные червячные передачи (фиг. 10, г), которые в отличие от передачи с цилиндрическим червяком имеют увеличенную контактную поверхность (в зацеплении находится большее число зубьев). Это позволяет улучшить условия смазки, повысить допустимую нагрузку на передачу, надежность и долговечность в работе. Коэффициент полезного действия у такой передачи выше. В результате дополнительные затраты на изготовление глобоидной червячной передачи вполне окупаются в процессе ее эксплуатации. [c.31]

Расчет цилиндрических зубчатых механизмов с косыми зубьями методически аналогичен расчету прямозубых передач. При этом необходимо учитывать, что в зацеплении одновременно участвует большее число пар зубьев (коэффициент Ка)1 из-за наклона контактной линии к основанию зуба последний можно рассматривать как изгибающуюся пластину" (коэффициент УР). Расчет на прочность проводят по величине модуля в сечении, перпендикулярном к направлению зуба, — по нормальному модулю т , а расчет геометрических характеристик — по окружному модулю т (или т ), [c.118]

Коэффициент Kjrp определяют по рис. 239 в зависимости от Коэффициент формы зуба Yp определяют в зависимости от эквивалентного числа зубьев [см. стр. 265 и формулу (26.41)]. Расчет надо вести для зубьев того колеса, для которого величина [ст]р/У)г меньше. Допускаемые контактные напряжения и Напряжения изгиба зубьев определяют так же, как для цилиндрических зубчатых колес (см. с. 265). [c.273]

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]

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]

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]

На рис. 9.21 дан чертеж общего вида одноступенчатого редуктора со сварным цилиндрическим колесом. Ведущий вал вращается с угловой скоростью 59,6 рад/сек. Требуется определить номинальную мощность, которую может передать редуктор, из условия контактной прочности зубьев колеса, если допускаемое контактное напряжение [а] = 500 Мн1м . Коэффициент нагрузки К = 1,2. [c.163]

Предельные значения коэффициентов смещения ограничиваются следующими факторами недопустимым подрезанием зубьев при нарезании их инструментом заострением зубьев, т. е. уменьшением их толщины по окружности вершин зубьев ниже допускаемого предела проявлением интерференции (взаимного внедрения) зубьев при их работе уменьшением коэффициента перекрытия. В табл. 12.1 даны рекомендуемые наибольшие коэффициенты смещения Х1 и Д я прямозубых передач наружного зацепления из условий наибольшего повышения контактной прочности зубьев прочности на изгиб (при равнопрочности зубьев шестерен и колеса, изготовленных из одинакового материала) износостойкости и сопротивления заеданию зубьев. В этой таблице значения коэффициентов и Х2 даны при условии, что минимальная толщина зубьев по окружности вершин зубьев > 0,25/и и коэффихщент перекрытия 1,2. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения цилиндрических эвольвентных зубчатых колес даны в приложениях к ГОСТ 16532-70. [c.170]

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]

Коэффициент неравномерности распределения сил по сателлитам А =1,1... 1,2. Коэффициент неравномерности распределения силы по контактной линииЛ зубьев в зацеплении находится также, как для цилиндрической ступени по рис. [c.288]

Какие основные параметры зубчатых передач стандартизованы 9. Почему рекомендуется принимать число зубьев шестерни не менее 17 10. Какие усилия возникают в зацеплении зубчатых передач и как их определяют И. Составьте алгоритм расчета цилиндрической зубчатой передачи, конической зубчатой передачи, планетарной передачи. 12. Запишите формулы для определения допустимых контактных напряжений, допустимых напряжений изгиба. Поясните смысл коэффициентов, входящих в формулы. 13. В каких случаях проектный расчет выполняют по контактным напряжениям, а в каких случаях — по напряжениям изгиба 14. В чем особенности расчета планетарных передач 15. Какие требования необходимо соблюдать при подборе чисел зубьев для колес планетарной передачи 16. Перечислите основные кинематические и геометрические параметры конических зубчатых передач. 17. В чем особенности проектирования двухступенчатых цилиндрических и коническо-цилиндрических редукторов 18. Расскажите порядок эскизной компоновки зубчатых цилиндрических и конических редукторов. [c.100]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...