Зубчатые Коэффициент концентрации напряжений теоретический

Несущая способность стандартных призматических шпонок во многих случаях оказывается недостаточной. Поэтому были предложены и стандартизованы шпонки повышенного сечения. Расширилось применение для передачи больших моментов (главным образом в крупносерийном и массовом производствах) эвольвентных зубчатых соединений, обладающих повышенной несущей способностью вследствие значительного числа и благоприятной формы зуба. Они имеют повышенную площадь контакта и в два раза меньший теоретический коэффициент концентрации напряжений кручения. [c.59]

Влияние смещения инструмента при нарезании колес и числа зубьев. На рис. 10.11, а показано изменение Yj и а<, в зависимости от коэффициента смещения инструмента при нарезании х для зубчатых колес с 2 = 40 и т = 1 мм, нарезанных новым (кривая I) и переточенным до предела (кривая < ) долбяком (2о=10), а также червячной фрезой (кривая 2). Видно, что с увеличением смещения значения Октах= уменьшаются, однако теоретический коэффициент концентрации напряжений а<, при этом возрастает (рис. 10.11, б). Такой характер зависимостей актах и а<, от х объясняется увеличением толщины зуба в опасном сечении s, (рис. 10.11, в) и уменьшением радиуса кривизны на контуре q, (рис. 10.11, г). [c.192]

Теоретический коэффициент концентрации напряжений изгиба у корня зуба Угол перекоса зубчатых колес [c.19]

Эвольвентный профиль зубчатых соединений имеет следующие достоинства а) повышенная прочность б) технологичность. Повышенная прочность получается благодаря большому количеству зубьев, утолщению зубьев к основанию и наличию закруглений у основания. Теоретический коэффициент концентрации напряжений при кручении в 2 раза меньше, чем у прямобочного профиля. [c.172]

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]

Использование любого из описанных выше методов определения местных напряжений изгиба в опасном сечении зубьев для расчета на излом металлических зубчатых колес встречает известные затруднения. Еще не накоплено достаточно экспериментальных данных о связи чувствительности металла к концентрации напряжений с градиентами напряжений у переходной поверхности и с абсолютными размерами зубчатых колес. При наличии данных об эффективном коэффициенте концентрации /Са и о теоретическом коэффициенте концентрации напряжений Кт коэффициент формы зуба У для расчета металлических зубчатых колес определяется как [c.179]

Анализ выражения (5.8) показывает, что при увеличении толщины упрочненных слоев, не превышающей, однако, значений, при которых разрушение начинается с поверхности, повышается эффект упрочнения. Эта тенденция сохраняется и при увеличении теоретического коэффициента концентрации напряжений а , что согласуется с многочисленными экспериментальными данными на упрочненных образцах и зубчатых колесах [1,24,52]. [c.113]

Для оценки эффективности упрочнения зубьев по зависимости (5.11) были определены значения коэффициента Г для зубчатых колес с различными числами зубьев г и коэффициентами смещения х. При этом теоретические коэффициенты концентрации напряжений рассчитывались по формуле (5.5). Учитывая, что подслойное усталостное разрушение при упрочнениях деталей пластическим деформированием наблюдается при значениях а < 2,5 и А < 0,2, в расчетах варьировались величины А от нуля до 0,2 и коэффициенты смещения х от -0,5 до +0,8 с шагом 0,1 для зубчатых колес с числами зубьев 7 = 17 и 85 (для колеса с г = 17 0 <х<0,8). При этом коэффициент находился в пределах 1,53...1,99. Результаты расчетов даны в виде графиков парне. 5.2. Кривые 1-6 соответствуют значениям х, равным 0 0,1 0,4 0,6 и 0,8 для колеса с числом зубьев г = 17, а кривые Г-3 - значениям х, равным - 0,5 О и 0,8 для колеса с г = 85. [c.113]

Рис. 8. Значение эффективных кх и теоретических коэффициентов концентрации для зубчатых (шлицевых) соединений некоторых форм и коэффициент д чувствительности материала к концентрации напряжений.

Теоретическип и эффективный коэффициенты концентрации напряжений у корня зуба. Для зубьев со стандартным радиусом выкружки основной рейки (стр. 27), если зубчатые колеса нормализованы или улучшены, эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба у корня зуба в среднем можно принимать равным 1,8 в ответственных случаях рекомендуется принимать — 0,9 а, где а — теоретический коэффициент концентрации напряжений изгиба на поверхности выкружки зуба (на стороне растяжения) [29, 30]. [c.109]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...