Зубчатые колеса Напряжения допускаемые контактны

Для обеспечения требований обоих ограничений необходимо повысить допускаемые напряжения, например, для цилиндрических зубчатых колес по критерию контактной вьшосливости примерно на 8 - 10 % и по критерию вьшосливости на изгиб на 15 - 20 % по сравнению со средними значениями для неунифицированных колес. [c.413]

Определить допускаемое контактное напряжение для прямозубого зубчатого колеса одноступенчатой закрытой передачи. Зубчатое колесо отковано из стали 50 НВ 200). Нагрузка переменная. Эквивалентное число часов работы передачи = 2280 ч. Угловая скорость колеса со = 1,31 рад сек. [c.153]

Допускаемое контактное напряжение, так как перепад твердостей материалов шестерни и зубчатого колеса незначителен, определяем для материала зубчатого колеса [c.159]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям. Основными материалами являются термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач по контактной прочности пропорциональна квадрату твердости (см. 10.8). Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до значительной твердости. [c.160]

Решение. В качестве материала для зубчатых колес примем сталь 45 X с различной термообработкой, а именно для щестерни—улучшение, средняя твердость 295 НВ, для колеса — улучшение, средняя твердость 240 НВ. Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [c.159]

В качестве допускаемого контактное напряжение для прямозубой передачи принимают того зубчатого колеса, для которого оно меньше, а для косозубой и шевронной передачи — по формуле [c.267]

В качестве допускаемого контактного напряжения сцр для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше. [c.594]

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]

Проверку расчетного контактного напряжения в зубьях ведут по большему колесу передачи, так как зубчатое колесо в большинстве случаев делается всегда из менее прочного материала, чем шестерня, и, следовательно, оно имеет меньшее значение допускаемого напряжения сдвига Тсп для поверхностного слоя прямозубых колес. [c.305]

Следует иметь в виду, что рассмотренная методика определения допускаемых напряжений на контактную прочность зубчатых колес, хотя и базируется на большом числе опытных работ и эмпирических данных, все же не может быть рекомендована для любого случая расчета закрытых передач. Так, например, если характер работы передачи не допускает малейшего риска в преждевременном отказе механизма в работе, то необходимо уменьшать принятые по формулам контактные напряжения на 5Н-Ю% наоборот, если допускается риск преждевременного отказа в работе зубчатых колес передачи (в 10- 20 случаях из 100) и необходимостью получить возможно минимальные габариты механизма при хорошем обеспечении запчастями, то можно увеличить допускаемое напряжение на 5-г 10%. Допускаемое контактное напряжение можно увеличивать на 10%, если число оборотов зубчатого колеса п < 50 в минуту. [c.318]

Расчет зубьев по допускаемому предельному контактному напряжению сжатия по формуле (300) производится по тому зубчатому колесу, материал которого менее прочен. [c.157]

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]

Пц — число оборотов ведомого вала в Г мин. Ь — длина зуба в мм [ ]к—допускаемое контактное напряжение сдвига в поверхностном слое материала зубьев ведомого зубчатого колеса в кг мл . [c.30]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатых колес с твердостью поверхностей зубьев < 350. Для прямозубых колес [c.30]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатых колес из закаленной до высокой твердости стали >350 [c.31]

Допускаемые напряжения изгиба [ст ] и контактное напряжение [а ] рассчитываемого полимерного зубчатого колеса определяют из выражений [c.50]

При проектном расчете определяют межосевое расстояние А пары сцепляющих колес. Заменим в формуле (6) фактическое контактное напряжение Ок допускаемым напряжением [Стк], а рабочую ширину зубчатых колес Ь, чтобы избавиться от лишнего неизвестного, выразим через межосевое расстояние = г ТдЛ. [c.426]

Толщина азотированного слоя невелика (0,2-0,5 мм). В связи с этим для азотированных передач характерной причиной выхода из строя является развитие подслойных усталостных трещин. Поэтому допускаемые контактные напряжения [а ] (при расчете по формуле Герца) уменьшаются с увеличением диаметров зубчатых колес. В этом отношении азотирование существенно уступает цементации. В цементованных зубчатых колесах подслойные разрушения начинаются при значительно больших нагрузках, что связано с большей толщиной упрочненного слоя, более равномерным распределением твердости в нем и обычно несколько более высокой твердостью сердцевины. [c.29]

В работе [11б] зубчатые колеса из полиамидов рекомендуется рассчитывать на изгиб и контактную прочность. Допускаемое напряжение изгиба берут 75% ог напряжения изгиба, при котором зубья разрушаются во время испытания. [c.178]

Допускаемые контактные напряжения и показатели контактной прочности для зубчатых колес определяют так же, как в прямозубых передачах. [c.243]

Выбор мащерш-ла высокозагруженных зубчатых колес. Масса шестерни и колеса и допускаемое контактное напряжение связаны следующей зависимостью [43] [c.44]

Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучщаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения а]н цементованных зубчатых колес в два раза превыщают значения а]н колес, подвергнутых термическому улучщению, что позволяет уменьщить массу в четыре раза. [c.12]

Исключение составляют зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВ1ср —НВгср 70 и Н 350 НВзср. В этом случае передачи рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению [c.130]

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]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для прямозубых колёс а) При твёрдости поверхностного слоя стальных зубьев рассчитываемого зубчатого колеса Hq < 350 KzjjuM [c.259]

Если для рассчитываемого зубчатого колеса Nn > 10 , то при твёрдости этого колеса Яд <350 следует принимать Л ц=10". При работе мягкого или среднетвёрдого Hq <250) колеса с шестерней, зубья которой закале.ны с поверхности, допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса в притёртых передачах можно повысить на 250/ При Нд > 350 [14]. [c.260]

Поверхностной закалке подвергаются зубчатые колеса из сталей с содержанием С = 0.4- -0,5% (например, марок 40 45 50Г 40Х 40ХН и др.) твердость рабочих поверхностей 45—56. При закалке только боковых сторон зубьев, вследствие возникновения остаточных растягивающих напряжений в конечных участках закаленного слоя, падает изломная прочность, и наблюдается большой разброс величин нагрузок, лимитируемых изгибной прочностью зубьев. Поэтому такой вид термообработки приемлем в тех случаях, когда запас прочности по изгибным напряжениям весьма значителен (например, не меньше 3). При закалке отдельно каждой впадины по всему контуру удается значительно повысить изломную прочность зубьев против получающейся при объемной закалке. Величины допускаемых контактных напряжений (значения [С ]) при поверхностной закалке назначаются несколько меньшими, чем при цементации (см. табл. 21). По мере совершенствования этого вида термообработки, наблюдается повышение [Ок1 и приближение его к значению, допускаемому для цементованных зубьев. При поверхностной закалке искажения профиля малы, и необходимость шлифования зубьев может возникнуть только при требовании очень высокой точности. [c.828]

Расчетные контактные напряжения сопоставляются с допускаемыми. При твердости материала зубчатых колес Н<320НВ [c.292]

Отметим, что равенство допускаемых контактных [< 2 л изгибных [а 2 напряжений у зубчатых колес первой и второй ступеней обусловлено в нашем примере двумя фапорами а) оба колеса изготовлены из стали 40Х и одинаково термооб-работаяы и б) оба колеса по условиям примера имеют я = 1 [c.188]

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]

Для пары стальных зубчатых колес с круговыми или косыми зубьями при твердости зубьев шестерни >= HR 45 и колеса НВ 350 допускаемое контактное напряжение пары [б] ов =1,15 Ыпое. 2- Во всех остальных случаях при любой форме зубьев [c.493]

Обычно пластмассовые зубчатые колеса работают в паре с металлическими. Расчет закрытых зубчатых передач с металлическими колесами проводится по формулам А. И. Петрусевича и ЦНИИТМАШа по контактным напряжениям. Задавшись мате-риалами шестерни и колеса, определяют для них допускаемые напряжения и затем рассчитывают для цилиндрической передачи межцентровое расстояние, а для конической — дистанционное. [c.71]

Указания к проектировочному расчету. При проектировочном расчете конических передач величинами К ц и К н приходится задаваться, так как они зависят от неизвестных на этой стадии размеров зубчатых колес. При назначении и К ца можно пользоваться рекомендациями для цилиндрических передач (см. 2.3). Допускаемые контактные напряжения [а я] определяются по указаниям, данным в 2.3 при расчете [а л] и [стдг] по формуле (2.65). [c.87]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...