Колеса Расчет зубьев на выносливость

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при изгибе [ Tf], МПа, определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [c.67]

Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Проверочный расчет прямозубых конических колес выполняется по формулам [c.86]

Кратковременные перегрузки в зависимости от их величины и времени их действия могут явиться в отношении усталостной прочности материала зубчатых колес как упрочняющим, так и разупрочняющим фактором. За отсутствием систематических специальных исследований, однако, количественная оценка влияния перегрузок при расчете зубчатых передач пока ограничивается гипотетическими рекомендациями. Большинство исследователей считает, что кратковременные пиковые нагрузки, если они не слишком велики, повышают циклическую долговечность зубчатых колес. При этом, чем короче циклическая длительность действия перегрузки, тем выше может быть допущена ее величина без ущерба для усталостной прочности материала зубчатых колес и опасности пластической деформации (обмятия) рабочих поверхностей зубьев. Поскольку количественная оценка упрочняющего действия кратковременных перегрузок пока учету не поддается, в современных расчетных нормативах [66], [85], [И1], [162], [И] при расчете зубьев на выносливость те пиковые нагрузки, циклическая продолжительность действия которых не превышает определенного предела, рекомендуется просто не учитывать. Подразумевается, что в принятых пределах числа циклов и величины перегрузок разупрочняющий эффект перегрузок маловероятен и им можно пренебречь. [c.310]

Наибольшего значения напряжения изгиба в зубьях червячных колес достигают во время действия кратковременной перегрузки из числа не учитываемых при расчете зубьев на выносливость. Допускаемые напряжения изгиба при проверке зубьев на перегрузку выбирают по условию статической прочности зубьев. [c.411]

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]

Открытые зубчатые передачи на выносливость рабочих поверхностей по контактным напряжениям не рассчитывают, так как в этом случае процесс абразивного износа поверхностей зубьев колес происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания от действия переменных контактных напряжений размеры зубчатых зацеплений I открытых передач определяют из расчета зубьев на выносливость Г [c.34]

Расчет зубьев на выносливость при изгибе. Напряжения изгиба зубьев для цилиндрических прямозубых колес и для прямозубого реечного зацепления [c.195]

Из (11.26) с учетом (11.28) следует, что расчет зуба на выносливость при изгибе позволит определить величину модуля зуба т, т. е. размеры зуба, а также число зубьев шестерни и колеса. [c.509]

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе. Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса следует соблюдать условие [c.68]

Если расчеты выполнены на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям с определением d[ или а, числом зубьев можно задаваться и выполнять проверочные расчеты на изгиб. Исключение составляют передачи коробок скоростей и подач, для которых числа зубьев колес определяются из кинематического расчета [37]. [c.110]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

Расчет зубьев на изгиб. Зубья червячного колеса рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба. При этом определяют напряжения изгиба и сравнивают с допускаемыми [c.468]

Обычно при твердости рабочих поверхностей НВ < 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют расчетом на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев. Расчет зубьев на изгиб в этом случае носит поверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.240]

Согласно данной методике выносливость зубчатых колес оценивают сравнением расчетных напряжений с пределами выносливости или по сроку службы. Кроме того, производят расчет зубьев на прочность. [c.188]

Испытание зубьев на выносливость по излому на пульса-торе-устройстве, в котором к вершине неподвижного зуба прикладывается нагрузка, меняющаяся по пульсационному циклу (см., например [137]). Данный способ не воспроизводит полной картины нагружения зуба в зубчатой передаче. При испытании на пульсаторе нагрузка приложена на постоянном плече и не перемещается по высоте зуба, как при работе зубчатой передачи. Испытуемое зубчатое колесо закрепляется у обода или в центре. В последнем случае силовой поток ближе к натуральному. Поскольку напряженное состояние зубьев при испытании на пульсаторе отлично от такового для зубьев зубчатой передачи, пределы выносливости зубьев на излом в обоих случаях также несколько отличны. Это следует учитывать при использовании результатов экспериментов на пульсаторе для расчета. [c.72]

В тех случаях, когда размеры передачи определяются путем расчета ее зубьев на выносливость по излому (например, для тяжело нагруженных цементованных зуб-чатых колес), ориентировочное значение величины торцового модуля т можно найти по формуле [c.279]

При расчете рабочей поверхности зубьев червячного колеса на выносливость по контактным напряжениям или на заедание, а также при расчете тела зубьев на выносливость по напряжениям изгиба за номинальную нагрузку принимается наибольшая из длительно действующих нагрузок. Кратковременные пиковые нагрузки (перегрузки) при этом могут не учитываться. О величинах, не учитываемых при выборе номинальной нагрузки, перегрузок и недогрузок для каждого данного материала червячного колеса сказано ниже (см. гл. ХУП). Там же излагается метод проверки на перегрузку червячной передачи, спроектированной из расчета на выносливость или на заедание. Проверка имеет целью установить контактные напряжения и напряжения изгиба в зубьях колеса в момент действия кратковременной пиковой нагрузки. Эти напряжения не должны превышать допускаемых для этих условий. [c.375]

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]

Формула для проверочного расчета круговых зубьев на выносливость по напряжениям изгиба аналогична формуле (3.25) для цилиндрических косозубых колес [c.44]

Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета зубьев на изгиб (на выносливость по напряжениям изгиба). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому, что абразивный износ поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее, чем выкрашивание поверхностных слоев от действия переменных контактных напряжений. [c.265]

Расчет поверхностей зубьев на выносливость. Напряжения в поверхности слое зубьев (знак плюс относится к внешнему зацеплению, минус — к внутреннем для цилиндрических прямозубых колес [c.188]

Из анализа повреждений зубчатых передач следует, что работоспособность закрытых передач в основном зависит от контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. Поэтому при твердости рабочих поверхностей зубьев НВа 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют из условия контактной прочности. Расчет зубьев на изгиб в это.м случае носит проверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.46]

Межцентровое расстояние передачи определяется из расчета рабочих поверхностей зубьев на выносливость по контактным напряжениям для стальных колес по формуле [c.76]

Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба [c.178]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Для предупреждения усталостного выкрашивания поверхностей зубьев необходимы расчет на выносливость по контактным напряжениям, а также применение передач со смещением, увеличение поверхностной твердости материала, повышение точности изготовления зубчатых колес. [c.287]

Зубья косозубых и шевронных колес рассчитывают на выносливость по контактным напряжениям аналогично расчету прямозубых [c.300]

Расчет па прочность косозубых и шевронных колес аналогичен расчету прямозубых. Размеры закрытых передач также определяют ис расчета на контактную прочность и проверяют на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Открытые передачи косозубыми колесами применяют редко. При одинаковых размерах и материалах косозубые передачи обладают большей нагрузочной способностью, чем прямозубые. Объясняется это в основном более высоким коэффициентом перекрытия, т. е. большей длиной контактных линий, а следовательно, меньшей нагрузкой на единицу длины контактной линии и меньшими (при данных размерах и нагрузках) контактными напряжениями. Повышенная прочность косых зубьев на изгиб объясняется, кроме того, тем, что контактные линии наклонны и поэтому уменьшается плечо изгибающей зуб силы. Строгий математический учет перечисленных факторов невозможен, и они отражаются в расчетных формулах эмпирическими коэффициентами повышения нагрузочной способности непрямозубых передач по сравнению с прямозубыми — при расчете на контактную прочность и и — при расчете на изгиб. В среднем можно считать тот и другой коэффициент равным 1,35. [c.384]

В приведенных наибольший вращающий момент на шестерне в кГ м, определяемый с учетом сил инерции, возникающих в приводе. Не учитывают только те пиковые нагрузки, число циклов действия которых на каждый зуб шестерни не превосходит 10 за весь расчетный срок службы передачи К ц — по формуле (5) с учетом при.мечания к табл. 19 К/) — то же, что и при расчете на контактную выносливость Р — коэффициент, учитывающий наклонное (к основанию) расположение опасного сечения зуба косозубого (шевронного) зубчатого колеса (фиг. 24) — коэффициент, учитывающий переход от расчета зуба по наклонному опасному сечению к расчету зуба по его основанию (фиг. 25). [c.459]

Червячные колеса — Зубья — Расчет на выносливость контактную 518, 530, 532 [c.795]

Проектировочный расчет на выносливость при изгибе. Исходными данными для проектировочного расчета являются циклограмма нагружения (см. рис. 2.21) параметр х / передаточное число и параметр р = число зубьев щестерни (см. примечание 1 на с. 65) твердость сердцевины материала зубьев щестерни Я р и колеса степень точности по ГОСТ 1643-81. [c.68]

Основными причинами потери работоспособности волновых Передач являются износ зубьев, усталостные поломки гибкого колеса или выкрашивание поверхностей тел качения и беговых дорожек гибкого подшипника. Проектировочный расчет выполняют в соответствии с условным критерием, обеспечивающим необходимую износостойкость поверхностей зубьев. Геометрический расчет зацеплений (назначение модуля, числа зубьев) сопряжен с подбором наружного диаметра гибкого подшипника генератора волн. Так как работоспособность гибкого пТ)дшипника во многих случаях ограничивает долговечность волновой передачи, необходим проверочный расчет подобранного подшипника. К вычерчиванию волновой передачи приступают после проведения расчета на выносливость гибкого колеса и проверки зацеплений на интерференцию головок зубьев гибкого и жесткого колес. КПД волновой передачи составляет г = 0,60 0,85, и поэтому спроектированный редуктор рассчитывают на нагрев с учетом режима работы. [c.140]

Расчет зубьев червячных колес на выносливость по напряжениям изгиба 63, 64 [c.412]

Расчет зубьев червячных колес на контактную выносливость 60-63 [c.412]

Для силовых механизмов модуль определяют расчетом зубьев колес на контактную выносливость и выносливость при изгибе по ГОСТ 21354—75. [c.96]

См. методические указания по расчету цилиндрических зубчатых колес на прочность и долговечность (стр. 124). Открытые передачи на выносливость рабочих поверхностей зубьев не рассчитываются. [c.92]

Необходим также проверочный расчет зубьев на выносливость поверхностных слоев-зубьев под действием контактных нанрлж ниМ и на усталостную прочность при изгибе зубьев. При выполнении расчетов н обходимо иметь в виду, что вслед-С вие изгиба валов зубья колес работают ней лпой своей шириной. [c.250]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Прп этом в подавляющем большинстве случаев расчетные напряжения изгиба в зубьях, размеры которых установлены из расчета на контактную прочность, весьма невелики — значительно ниже допускаемых напряжений. При определенных параметрах зацепления, материа. ах зубчатых колес и их термической обработке. может оказаться, что проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба дает неуловлетворител1,ный результат и, следовательно, размеры зацепления должны быть определены из расчета зубьев на изгиб. [c.43]

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]

При расчете зубьев на контактную выносливость исходят из следующих положений а) силу нормального давления = 0 считают приложенной в полюсе зацепления Я (рис. 65, а) Р —Ff/ osa , б) зубья рассматривают как цилиндры с образующей длиной Ь и радиусами кривизны р1 = 0,5 1з1па р2 = 0,5Й2 3ша = 0,5ы ,з1па. Для непрямозубой передачи (см. ниже) форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого = ф соз р, а суммарная длина контактной линии Ь = 1х = Ьва/соз Рь. Приведенный радиус кривизны (см. занятие 2) [c.92]

Ри.с. и. Зависимость коэфф- циента пр 1работки К, от твердости поверхности зубьев колеса при puQoтQ на постоянном режиме сплошные линии соответствуют расчету иа контактную выносливость штриховые линии — расчету на кзгиб [c.197]

Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям пользуются формулой (3.2) максимальное нормальное напряжение принято обозначать индекс Н (лат.) соответствует первой букве фамилии знаменитого физика Нег1г а нагрузка на единицу длины контактной линии зубьев [c.29]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...