Колеса Расчет на контактную выносливость

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]

При проектировочном расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяется начальный диаметр меньшего центрального колеса (шестерни) [c.169]

Двустороннее приложение нагрузки в колесе g при расчете на контактную выносливость не учитывается, так как работают разные стороны зуба. При расчете на изгиб двустороннее приложение нагрузки учитывается при определении допускаемого напряжения введением коэффициента /С/- = 0,70...0,75. [c.170]

I. Проектировочный расчет на контактную выносливость [19] Проектировочный расчет производится с целью предварительного определения геометрических параметров зубчатых колес с последующей проверкой по контактным напряжениям. [c.181]

Как было сказано, характерными особенностями работы червячных передач являются Виды разрушения, большие скорости и неблагоприятные условия смазки, особенно в полюсной зоне. Поэтому при больших нагрузках в этой зоне появляется заедание, приводящее к постепенному разрушению зубьев червячного колеса. Заедание особо опасно для колес, изготовленных из безоловянных бронз и чугуна. Оловянные бронзы более стойки против заедания, но у них низкая контактная прочность, поэтому заеданию предшествует усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев колеса. Поскольку интенсивность заедания зависит от величины контактных напряжений, расчет на контактную выносливость для червячных передач является основным. [c.310]

Для определения долговечности зубчатых колес необходимо выполнять два вида расчета на контактную выносливость и на выносливость при изгибе [8, 28, 110 и др. ]. [c.140]

Расчет на контактную выносливость. В зависимости от поставленной задачи и наличия исходных данных расчет передач со стальными зубчатыми колесами выполняют по одной из формул [c.450]

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]

Коэффициенты и р , учитывающие число циклов изменения напряжений при расчете на контактную выносливость и усталостный излом, должны определяться не по абсолютной угловой скорости рассчитываемого зубчатого колеса, а по его угловой скорости в движении относительно водила (пН = п — rt ). [c.508]

Расчет на контактную выносливость. Так как контактная деформация носит местный характер, то для упрощения вместо сжатия зубьев рассматривают сжатие двух цилиндров, радиусы которых Р1 и Рг соответственно равны радиусам кривизны профилей зубьев шестерни и колеса в зоне контакта см. рис. 5). При сжатии двух цилиндров на их границе образуется площадка контакта, ширина которой 2а возрастает с увеличением нагрузки (рис. 6, а, б). Поэтому среднее контактное напряжение = ш /2а увеличивается медленнее, чем сила [c.185]

Исходные данные для проектировочного расчета и порядок предварительного вычисления параметров приведены в табл. 4.35 и 4.36 расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и на условие отсутствия заедания поверхностей зубьев — в табл. 4.37 и 4.38 в табл. 4.39 дан расчет на прочность зубьев прн изгибе, в табл. 4.40 — механические характеристики материалов для венцов червячных колес. [c.138]

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]

При твердости рабочих поверхностей НВ 350 может случиться, что нагрузочная способность передачи будет ограничиваться не контактной выносливостью рабочих поверхностей (вследствие высоких допускаемых напряжений [о1 ов), а прочностью зубьев на излом. В этом случае габариты передачи, определенные из расчета на излом, будут больше, чем найденные расчетом на контактную выносливость, уменьшить их можно, применив корригированные зубчатые колеса. [c.240]

Расчетное напряжение изгиба в ножках зубьев колеса [формула (7.23)] = 0,9-3,6-2456-1,34-1,38/64-2,5-10- = = 89 МПа. Зубья колес в отношении напряжений изгиба недогружены, но определяющим является расчет на контактную выносливость. [c.133]

При расчете на контактную выносливость конические колеса заменяют цилиндрическими, начальный (делительный) диаметр и модуль которых равны начальному диаметру и модулю в среднем сечении зуба конических колес, а профиль зубьев соответствует профилю эквивалентных цилиндрических колес, т. е. расчет на контактную выносливость выполняют по формуле (21), принимая [c.118]

Показатель степени в уравнении кривой выносливости, полученной при испытании на излом зубьев из стали не тверже НВ 320, можно принимать т = 6. Для зубьев с твердой коркой (подвергнутых поверхностной закалке, цементованных, азотированных и т. п.), а также для чугунов т 8- - 10 (расчетное значение т = 9). При расчете на контактную выносливость стальных и чугунных зубчатых колес принимают т = 6. [c.291]

Формула (206) применяется при расчете на контактную выносливость зубчатых колес из сталей с твердостью НВ 350. [c.300]

При расчете на контактную выносливость и при твердости колеса НКС > 40 для цилиндрических передач [c.93]

Из (11.24) с учетом (11.25) следует, что для передачи с выбранным передаточным числом расчет на контактную выносливость определяет межосевое расстояние передачи, т. е. ее габаритные размеры. При прочих равных условиях контактные напряжения в передаче с внутренним зацеплением колес меньше, чем в передаче с внешним зацеплением, что является следствием увеличения Рпр в первом случае, см. (11.23). [c.507]

Рнс. к. Завнсимость коэффициента приработки от твердости поверхности зубьев колеса при работе на постоянном режиме сплошные линни соответствуют расчету на контактную выносливость штриховые линии — расчету иа изгиб [c.197]

Расчетные формулы для цилиндрических колес приведены в табл. 3,13, для конических — в табл. 3.14. В таблицах Тя1 и Тр — соответственно расчетный крутящий момент на шестерне при расчете на контактную выносливость и выносливость при изгибе. [c.70]

Ориентировочные значения 4 или Re для конической передачи определяют, исходя из расчета на контактную выносливость зубьев колес. Внешний делительный диаметр шестерни, мм [c.62]

Расчет на контактную выносливость зубьев колеса Ь Мя1 I Стр. 95 I Ми = Лi , 1 = . 4.10 кгс.мм (рис. 8.1.в) [c.143]

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]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

С учетом сказанного, при расчете стальных прямозубых конических колес на контактную выносливость применяют следующие расчетные зависимости [c.272]

При этом необходимо проверять все ограничения, которые накладывают на конструктивный параметры зубчатых передач, например, на минимальное межцентровое расстояние исходя из расчета зубчатых передач на контактную выносливость [28]. Выбор параметров Хо, Уо, о заканчивается, как только будет получен минимум целевой функции Фц определяющей объем колес в пучке шпинделей (при одинаковой ширине колес) [c.248]

В работах [15 , (211 формулы для расчета зубчатых колес на контактную выносливость выражаются через коэффициент контактных напряжений, обозначаемый [С,л или ко) [c.458]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ [c.29]

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]

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые напряжения при расчете червячных передач на контактную выносливость определяются в зависимости от материала, принятого для изготовления зубчатого венца червячного колеса. Для оловянистых бронз допускаемые напряжения (МПа) находятся в зависимости от предела прочности материала, а для безоловянистых бронз и чугунов — в зависи.мости от скорости скольжения. В общем виде расчетная формула имеет вид [c.170]

В работе [86] излагается метод расчета косозубых колес на контактную выносливость, с помощью которого можно исследовать эффективность выбранного вида коррекции теоретическим путем. Предполагается, что у относительно мягких НВ 350) косозубых колес начальное (не прогрессивное) выкрашивание рабочих поверхностей зубьев приведет к такому изменению геометрии зубьев, при котором нагрузка распределится по контактной линии пропорционально изменению приведенного радиуса кривизны зубьев р р вдоль этой линии. В связи с неодинаковой контактной выносливостью опережающих и отстающих поверхностей (см. гл. III) предлагается раздельно учитывать отрезки контактных линий на головках и ножках зубьев, причем несущая способность контактных линий на ножках принимается большей, чем на головках. Автор метода считает, что предложенные им изменения в расчете косозубых передач позволят правильно подойти к выбору коррекции и во многих случаях обеспечат возможность резкого увеличения нагрузок по сравнению с получаемыми с помощью используемых в настоящее время методов расчета. Предлагаемый метод пока не прошел развернутой экспериментальной проверки, что не позволяет сделать окончательного вывода о его эффективности. Представляется, что судить о практической ценности того [c.208]

Под Мш и Мх следует понимать наибольшие длительно действующие моменты на шестерне или колесе соответственно, из числа учитываемых при расчете передачи на контактную выносливость (см. гл. XII). [c.275]

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]

Для деталей, в поверхностных слоях которых возникают контактные напряжения (например, фрикционные катки, зубчатые колеса, тела качения и кольца нодшипников качения), решающую роль в большинстве случаев играет не общая (объемная) прочность, а прочность рабочих поверхностей — контактная прочность. В тех случаях, когда возникающие контактные напряжения переменны во времени, расчет на контактную прочность имеет целью гарантировать отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей деталей в течение заданного срока их службы. Для деталей машин характерен расчет на контактную выносливость (усталостную контактную прочность), а не на статическую контактную прочность, хотя такие случаи также встречаются. [c.18]

Важной характеристикой материала стальных зубчатых колес является базовое число циклов перемены напряжений Л/ о, т. е. число циклов нагружения, при котором имеет место излом кривой выносливости (рис.3.11). При расчете изломной прочности принимается Мро 4 X X 10 . В случае расчета на контактную выносливость Nнo определяется в зависимости от твердости поверхности зубьев по графику рис. 3.16. [c.67]

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса. Действующие на зубья червячного колеса контактные напряжения определяют по формуле (8.11) и сравнивают с допускаемыми ufip - [c.78]

Расчет на контактную выносливость зубьев червячного колеса при действии максимальной нагрузки. Отсутствие значительных пластических деформаций или хрупкого разрушения зубьев червячного колеса при действии максимальной нагрузки определяется неравенством (6.22), где допускаемое контактное напряжение Оцрт % принимается для бронзы (I группа, а < 300 МПа) Ояр max < 4о для бронзы и латуни (И группа, сТд > 350 МПа) аортах < 2о, для чугуна серого или модифицированного (П1 группа) аяр max — T/zp. [c.82]

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]

В качестве материала обоих колес выбираем сталь 45 с пределом выносливости = 2500 кгс1см (см. табл. П). Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность по табл. 34 [ок = 6400 кгс1см . [c.211]

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]

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]

Т аблица П25. Значения коэффициентов Кщ и Кр распределени нагрузки по ширине венца цилиндрического колеса при расчете на контактную и изгибную выносливость [c.369]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...