Расчет проектный при изгибе

Основным видом проектного расчета закрытых конических передач с низкой и средней твердостью зубьев является расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев, а расчет на усталость зубьев при изгибе применяется как проверочный. Исключением являются передачи с высокой твердостью активных поверхностей зубьев (>50 HR , их нагрузочная способность лимитируется изгибной прочностью) параметры таких передач определяют из расчета зубьев на изгиб, причем основным расчетным параметром является модуль. [c.147]

Проектным расчетом открытых передач также является расчет на усталость зубьев при изгибе. [c.147]

Формулы проектного расчета зубьев на прочность при изгибе. [c.266]

Если расчет зубчатого зацепления на контактную прочность выполняется как проектный, расчет на усталость зубьев при изгибе в закрытых передачах выполняют как проверочный. Цель его — предотвратить поломку зубьев. [c.159]

При проектном расчете зубьев на изгиб числом зубьев шестерни задаются, а число зубьев колеса 2 определяют из формулы [c.247]

Как было отмечено ранее, для зубчатых передач редукторов основным расчетом зубьев является расчет их на контактную прочность. Поэтому при проектном расчете зубчатой передачи редуктора зубья ее прежде всего рассчитываются на контактную прочность, а затем — на изгиб при этом расчет зубьев на изгиб производится обычно как проверочный. [c.147]

Зубья червячных колес так же, как и зубья зубчатых колес, рассчитываются на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба, причем расчет этот совершенно аналогичен. При проектном расчете червячных передач редукторов зубья червячных колес в основном рассчитываются на контактную прочность и затем проверяются расчетом их на изгиб. [c.177]

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]

Подготовительные работы состоят в том, что сначала на упорной рельсовой нити при помощи стальной рулетки наносят точки деления, расположенные одна от другой на расстоянии 5 м. Затем в этих точках дважды замеряют стрелы изгиба (при хорде длиной 20 и Юм). Для контроля оба замера повторяют. Стрелы также можно замерять и навесным устройством со скоростью движения балластера 2—5 км/ч. После этого с помощью прибора или графоаналитическим способом по данным замера стрел от 20-метровой хорды определяют сдвиги в точках, расположенных на расстоянии 10 м одна от другой, а затем аналитически определяют их в промежуточных точках. Исходными данными для расчета проектных сдвигов в промежуточных точках являются проектные сдвиги в основных точках (расположенных на расстоянии 10 м одна от другой) и стрелы изгиба, измеренные от 10-метровой хорды. [c.163]

При очень высокой поверхностной твердости зубьев и большом суммарном числе их ( j > 200) может возникнуть необходимость в проектном расчете зубьев на изгиб и определении модуля Из формулы (3.25) после соответствующих преобразований получают требующуюся зависимость [c.39]

В крайне редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса г > 80) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. В таком случае модуль определяют из проектного расчета зубьев на изгиб по формуле [c.119]

Ответом на второй вопрос является проектный расчет, который определяет размеры конструкции, необходимые для того, чтобы она выдержала действующую на нее нагрузку. Он сводится к сравнению требуемых геометрических характеристик поперечного сечения с допускаемыми. При изгибе условие прочности в этом случае запишется в виде [c.34]

Проектный расчет вала может быть лишь ориентировочным, так как при его выполнении еще неизвестны конструктивные элементы вала, влияющие на его выносливость и статическую прочность, а также не всегда известны расстояния между опорами и точками приложения нагрузок. Поэтому в качестве проектного применяют весьма простой условный расчет по напряжениям кручения или по напряжениям кручения и изгиба, если есть возможность с достаточной достоверностью определить заранее изгибающие моменты. [c.360]

Диаметры шкивов следует брать возможно большими, это уменьшает напряжение изгиба в ремне, повышает его долговечность, к. п. д. и тяговую способность передачи, уменьшаются окружное усилие и сечение ремня. При проектном расчете диаметр меньшего шкива (мм) рекомендуется определять по формуле М. А. Саверина [Ij [c.493]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Расчет валов состоит из двух этапов проектного и проверочного. Проектный расчет на статическую прочность производится для ориентировочного определения диаметров. Расчет начинается с установления принципиальной расчетной схемы и определения внешних нагрузок. В начале расчета известен только крутящий момент Мг- Изгибающие моменты оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала, когда согласно , чертежу выявится его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определятся места концентрации напряжений галтели, шпоночные канавки и т. д. Поэтому проектный расчет вала производится только на одно копчение. При этом расчете влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируется понижением допускаемых напряжений на кручение [т,, . [c.513]

При проектном расчете на изгиб задаются числом зубьев шестерни (для открытых передач z, = 17...22) и коэффициентом ширины колеса vl/ (для открытых передач 1/м = (10... 12)/ /zj) коэффициент Kj.- определяют по графику на рис. 7.23. [c.140]

Как производится расчет на прочность при прямом изгибе балки из пластичного материала, имеющей постоянное по всей длине поперечное сечение Напишите зависимости для всех трех видов расчета проверочного, проектного и для расчета на определение допускаемой нагрузки. [c.338]

Основной причиной первой катастрофы были ошибки, допуш енные при проектировании. Проектировщики, рассчитав вес консолей и подвесного пролета на 16% меньше действительного, не проверили свое допущение. При этом конструктивные коэффициенты для определения собственного веса, соответствующие проектному пролету 488 м, оставили без изменения, несмотря на увеличение при перепроектировке этой величины до 549 м. Кроме того, тогда еще не знали способа расчета решетки составного элемента, и поэтому решетка нижнего пояса оказалась неспособной соединить четыре мощных ребра в одно жесткое целое. Таким образом, неправильный расчет сжатых частей и неумение рассчитать решетку составных стержней, работающих на продольный изгиб, привели к тому, что реальное напряжение оказалось на 11% выше расчетного. [c.255]

Иногда в открытых передачах при большом числе зубьев колеса (более 80) прочность на изгиб оказывается недостаточной. В этих редких случаях определяют модуль зацепления из проектного расчета на изгиб [c.247]

Червячные передачи — закрытые и открытые — рассчитывают на контактную прочность и изгиб, причем проектным является расчет на контактную прочность. Исходными данными при проектном расчете обычно являются передаваемая мощность или вращающий момент, передаточное число или угловые скорости валов червяка и червячного колеса и условия работы передачи. Определению подлежат размеры элементов передачи и усилия в зацеплении. [c.296]

Основным критерием прочности зубьев открытых зубчатых передач является их прочность на изгиб. Поэтому обычно эти зубья рассчитываются только на изгиб. При этом при проектном расчете вычисляется модуль зацепления. При необходимости расчетов зубьев открытых передач иа контактную прочность этот расчет осуществляется как проверочный так же, как и для закрытых передач. [c.154]

При проектном расчете на изгиб зубьев открытой прямозубой цилиндрической передачи модуль зацепления определяется по одной из формул [c.154]

При проектном расчете открытой червячной передачи зубья червячного колеса рассчитываются на изгиб таким образом, чтобы можно было определить модуль зацепления т. [c.183]

При проектных расчетах по допускаемым напряжениям изгиба определяют модуль [c.178]

Для закрытых и открытых червячных передач проектным является расчет на контактную прочность. Расчет зубьев червячного колеса на изгиб является проверочным за исключением. открытых передач при га > 80. [c.190]

При проектном расчете на прочность по напряжениям изгиба определяют нормальный модуль зацепления по формуле [c.176]

Зависимость (107) используется для проверочного расчета. Между тем, при проектировании тяжелонагруженных зубчатых колес с упрочненной рабочей поверхностью зубьев (цементованной, азотированной и т. п.) нередко встречается необходимость в проектном расчете зубьев на излом с целью определения минимально допустимого модуля. Как правило, межцентровое расстояние А и ширина зубчатых колес Ь в таких случаях бывают уже известны из расчета на контактную прочность, предшествующего расчету на излом. Выведем зависимость для проектного расчета зубьев на излом, исходя из формулы (107), заменив в правой части напряжение изгиба через его допускаемое значение [c.185]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину такие передачи обеспечиваются достаточной смазкой, могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (порядка > 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше ННС 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.22]

Для закрытых зубчатых передач редукторного типа при определении их размеров в большинстве случаев решающую роль играет расчет рабочих поверхностей зубьев на выносливость по контактным напряжениям (расчет на отсутствие усталостного выкрашивания). Этот расчет выполняют как проектный. Кроме того, производят проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба в зубьях колес, рассчитанных на контактную прочность, весьма невелики. Исключения могут быть в двух случаях [c.34]

При проектном расчете зубьев на изгиб числом зубьев шестерни задаются с учетом условий, указанных при рассмотрении проверочного расчета зубьев на изгиб по формулам (330 335с), а число зубьев колеса Zk определяется по формуле [c.155]

Проектный расчет. Проектный расчет модуля зубчатого зацеплення по напряжениям изгиба может быть выполнен только методом последовательных приближений. Равенство (7.45) дает лишь ориентировочное значение модуля т . При этом вспомогательный коэффициент [c.140]

Как уже было указано, оси рассчитывают на изгиб как балки с шарнирными опорами. Если ось неподвижна и нагрузка постоянна, то при проектном расчете допускаемое напряжение выбирают в зависимости от предела текучести материала оси (см. 1.2). Чаще встречаются случаи, когда нагрузка, оставаясь постоянной по направлению, переменна по величине. Точный закон изменения нагрузки во времени, как правило, не известен, поэтому условно ведут расчет в предположении изменения напряжений по отнуле-вому (пульсирующему) циклу. Заметим, что такая условность идет в запас надежности расчета, так как из всех знакопостоянных циклов с одинаковыми максимальными напряжениями отнулевой цикл наиболее неблагоприятен — предел выносливости при коэффициенте асимметрии цикла = О меньше, чем при цикле с любым большим нуля. Формулу для определения допускаемого напряжения изгиба при отнулевом цикле получим из выражения (1.21), положив в нем Д, = О, [c.355]

Рассчитывая по приведенным зависимостям, допускаемое напряжение устанавливают по формуле (1.14) как при симметричном цикле изгиба ([а 1] ) при этом, учитывая специальные требования к жесткости валов передач, принимают повышенные значения коэффициента запаса [ ] (см. стр. 14). При пользовании формулой (1.14) возникают затруднения, связанные с тем, что в стадии проектного расчета нет данных для выбора масштабного фактора е (диаметр вала еще не известен) и не совсем ясна геометрия вала (например, нет ясности в различии диаметров ступеней и в величинах радиусов переходных галтелей), т. е. величина к, может быть установлена лишь ориентировочно. Эти затруднения приводят к тому, что иногда отказываются от выбора допускаемого напряжения по указанной формуле, а принимают его на основе сложившейся практики расчетов. Так, для валов нз среднеуглеродистой стали принимают 1сг 11и = 45 - -60 н/мм . [c.367]

При проектном расчете на изгиб зубьев открытых передач определяют требуемую величину модуля зацепления. Соответственно преобразуем формулы (289), (290м) и (290с), приняв Ь = г )/п, где ф — коэффициент ширины зубчатых колес по модулю зацепления. Тогда получим формулы, по которым производится проектный расчет на изгиб прямых зубьев цилиндрических передач по М — [c.243]

Проектный расчет. Перед тем как начать проектный расчет зубьев конических колес по напряжениям изгиба, необходимо по п, 7,2 выбрать материал шестерни и колеса и вид термообработки рабочей поверхности зубьев. Далее пэ заданному передаточному числу и в соответствии с табл. 7.26 определяется угол делительного конуса шестерни и коэффициент ширины векца а зател выбирается число зубьев Zi и гг и средний угол наклона зубьев Коэффициент формы Yp и наклона Kg зуба рассчитывается так же, как при проверочном расчете по табл. 7,26, [c.160]

Проектный расчет. Оси работают как поддерживающие детали и поэтому нагружены только изгибающими нагрузками . Проектный расчет осей на статическую прочность выполняют аналогично расчету балок с шарнирными опорами обычными методами сопротивления материалов, задаваясь при этом длинами участков осей в зависимости от конструкции узла. Расчет неподвижных осей ведут в предполооюении изменения напряжений изгиба по отнулевому циклу—самому неблагоприятному из всех знакопостоянных циклов. Для осей, изготовленных из среднеуглеродистых сталей, допускаемое напряжение изгиба принимают [о ] = 100 -ь 160 н/мм . Меньшие значения рекомендуются при острых концентраторах напряжений. Напряжения во вращающихся осях изжняются по симметричному циклу, длл них принимают [о 1] = (0,5 0,6) [(Тц] ,. Если ось в расчетном сечении имеет шпоночную канавку, то полученный диаметр увеличивают примерно на 10% и округляют до ближайшего большего значения по ГОСТ 6636—69 (см. стр. 279 . [c.293]

Расчет на изгиб. При проектном расчете находят федний модуль зубчатого зацепления [c.124]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...