Зубчатые колеса, модули допускаемые напряжени

Необходимо отметить также тот факт, что пределы усталости для одних и тех же материалов, определенные различными авторами, неодинаковы. Так, в работе [2] предел усталости для стали 45 равен ст-i = 22 кгс/мм в работе [3] T-i = = 24—26 кгс/мм . Результаты наших испытаний дали величину <7-1 = 32,3 кгс/мм . Несовпадение величин пределов усталости для одних и тех же материалов происходит из-за многих факторов. В частности, большое влияние оказывает масштабный фактор, нестабильность структуры и свойств материала одной и той же марки стали, различия в термообработке и т. д. Наши исследования показали, что предел усталости для зубчатых колес зависит от таких параметров, как число зубьев, модуль, ширина зубчатого венца, степень точности. Расчетным путем влияние этих факторов весьма трудно учесть. Поэтому для получения высокой точности и надежности расчета необходимо определять прочность самих зубьев путем их испытания. Обычные испытания для построения кривой Велера довольно длительны, в связи с этим важное значение приобретают ускоренные методы испытаний. При этом более определенной величиной, характеризующей прочность зуба, будет не допускаемое напряжение, которое трудно измерить, а удельная нагрузка, равная отношению окружного усилия к модулю и ширине зубчатого венца, т. е. [c.105]

Выбор марок материалов желательного сочетания для шестерни и колеса, а также величины допускаемых напряжений будут приведены ниже. Таким образом, расчетные формулы (18) и (19) на изгиб зубьев позволяют определить основной параметр открытой зубчатой передачи — модуль т. При пользовании формулами необходимо лишь правильно выбрать следующие величины [c.277]

Допускаемое напряжение на изгиб [ст] з берут на 15—20 а больше, чем для прямозубых колес. Определение диаметра делительной (начальной) окружности косозубых зубчатых колес производят не по нормальному модулю т , а по торцовому т , взятому в плоскости, перпендикулярной к оси колеса [см. формулу (30)] [c.287]

Если при проверочном расчете зубьев на изгиб величина действительного напряжения на изгиб не превышает значения допускаемого напряжения на изгиб [а ] и величина максимального напряжения на изгиб а не превышает допускаемого предельного напряжения на изгиб [о ] пр, то это значит, что зубья будут прочными не только на контактную прочность, но к на изгиб. Если бы при проверке зубьев на изгиб потребовалась бы большая величина модуля зацепления, то для цилиндрической зубчатой,передачи необходимо уменьшить сумму зубьев колес г , а для конической передачи увеличить- модуль зацепления или для зубьев той и другой передачи взять более прочный материал. [c.164]

При расчете зубчатых колес прочность зубьев колес следует проверить по величине контактных напряжений, действующих в поверхностном слое зубьев, и напряжений изгиба у основания зубьев, которые должны быть меньше допускаемых. Эту проверку можно выполнить косвенным путем, вычислив по допускаемым напряжениям и заданным условиям работы величину модуля и сравнив ее с принятым расчетным модулем. [c.198]

Справочный материал по выбору модуля, передаточных отношений, механических свойств материала зубчатых колес и определению допускаемых напряжений см. в параграфе 9.2. [c.206]

Пример 63. Определить модуль открытой зубчатой пары с прямым зубом ( =0) из расчета на изгиб. Даны мощность на валу шестерни Л 1 = = 10 л. с., число оборотов вала шестерни Л1=200 об/мин, передаточное число г=3. Материал колес — чугун с допускаемым напряжением [о]и =500 кГ/см . Принимаем а) число зубьев шестерни 2i=18 и проверяем на z min по формуле [c.424]

Если напряжение на изгиб в материале зубьев окажется более допускаемого, то увеличивают модуль зацепления и длину зуба, уменьшают в допустимых пределах число зубьев или принимают более прочный материал зубчатых колес. [c.20]

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]

При проектировочном расчете конических зубчатых передач на прочность активных поверхностен зубьев рекомендуется определять внешний делительный диаметр колеса или среднее конусное расстояние R [20]. При расчете на прочность. чубьев по напряжениям изгиба следует определять минимально допускаемое значение среднего нормального модуля тпт- [c.51]

Допускаемое напряжение приведено на кривой рис. 80. Влияние материала сопряженного зубчатого колеса, рабочего режил4а и величины модуля учтено коэффициентом К (табл. 14). [c.204]

Одним из основных расчетов зубчатых колес при периодических случайных перегрузках является расчет зубьев на из-гибную усталостную прочность. Сущность расчета заключается в том, что по известным нагрузке Р и геометрическим параметрам зубчатого колеса т — модуль, Ь — ширина зубчатого венца) определяют напряжение изгиба Ои в опасном сеченки зуба и сравнивают с допускаемым. [c.104]

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]

Находим по таблице коэффициент формы зуба для первого колеса у=0,092. Принимаем отношение г = 8, допускаемое напряжение для Ч5 гунного колеса при спокойной нагрузке с перерывами [а]=4 кПсж-. Тогда модуль зубчатой передачи составит [c.189]

Уточнение расчета на нзгиб зубьев цементованных зубчатых колес. Часто разрушение цементованных зубьев от усталости начинается не в месте стыка твердого слоя и сердцевины, как принято выше при расчете, а с поверхности выкружки или в слое на некоторой глубине Д. В этом случае расчет зубьев на изгиб можно уточнить, найдя наибольшее напряжение изгиба на поверхности выкружки или на глубине А и сравнив его с допускаемым напряжением изгиба, обусловленным выносливостью твердого слоя цементованного зуба. Последняя определяется не только прочностными качествами самого твердого слоя, но и остаточными напряжениями в нем, зависящими от соотношения толщин сдоя и сердцевины, и от прочности сердцевины. Кроме того, если сердцевина зубьев из стали с высокой нрокаливаемо-стью закаливается (при большом модуле) после того, как корка уже закалилась, то рост объема металла сердцевины при закалке приведет к уменьшению сжимаюпщх напряжений в корке, и прочность зубьев уменьшится. [c.110]

Расчет зубчатых колес I группы. В 1 группе наиболее тихоходной парой зубчатых колес будут колесо 7 с числом зубьев 2 = 21 и6 = 20 мм н колесо 12 с числом зубьев г = 55 и = 20. Модуль зубчатых колес т = 2,25. Применяемый материал для изготовления зубчатых колес — сталь 40Х, закаленная токами высокой частоты до твердости НЯС 50, о = 100 кПмм . Допускаемое напряжение на изгиб [c.389]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...