Напряжения допускаемые в передачах зубчатых

Напряжения допускаемые в передачах зубчатых 147 [c.333]

Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел (сжатие двух шаров, шара и плоскости, двух цилиндров и т. п.). Если значение контактных напряжений больше допускаемого, то на поверхности деталей появляются вмятины, борозды, треш,ины или мелкие раковины. Подобные повреждения наблюдаются у зубчатых, червячных, фрикционных и цепных передач, а также в подшипниках качения. [c.102]

Как изменится допускаемое контактное напряжение, если срок службы зубчатой передачи в задаче 9.28 будет увеличен в [c.153]

Одноступенчатый цилиндрически зубчатый редуктор с передаточным числом i = 4,5 был рассчитан для передачи мощности на ведущем валу = 10 кет при угловой скорости вращения этого вала (Oi = 149 рад сек. Определить, какова будет допускаемая для передачи мощность [/Vil при одинаковых режимах работы и напряжениях в зубьях колес, если (Oj уменьшить в полтора раза. Как изменится при этом момент на ведомом валу. Построить график зависимости [N] и [Mj] от Ml. [c.163]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

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 расчетах кулачковых механизмов рекомендуется принимать допускаемые контактные напряжения равными удвоенному или утроенному пределу текучести материала. Эта рекомендация недостаточно проверена, кроме того, ей трудно пользоваться при деталях с упрочнением поверхностного слоя. Поэтому до тех пор, пока не будут выполнены необходимые исследования, целесообразно использовать методику определения контактных напряжений и численные значения употребляемые в расчетах зубчатых передач [7]. При расчете по этой методике надо принимать равное допустимому напряжению на смятия при = 1, т. е. (2- -3)-45 кГ/мм . [c.241]

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]

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]

При расчете некоторых объектов, в частности зубчатых колес, болтов, заклепочных и сварных соединений, фрикционных и червячных передач, допускаемые напряжения выбирают из специальных таблиц. [c.250]

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]

Расчеты Зубчатых передач, как правило, базируются на предположении существования длительного предела выносливости. Что же касается подшипников качения, то в действующих рекомендациях их несущая способность непрерывно снижается с ростом числа циклов перемен напряжений при постоянном показателе степени уравнения кривой выносливости. Поэтому, начиная с некоторого значения числа циклов перемен напряжений, допускаемая нагрузка в зубчатых передачах остается постоянной, а у подшипников качения продолжает падать. В связи с этим несущая способность некоторых типов передач может лимитироваться работоспособностью подшипников. Это, в частности, наблюдается в тех случаях (характерных, например, для передач А), когда размеры [c.211]

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач (см. гл. 1П) значения предельных допускаемых напряжений приведены в 4.4. [c.64]

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]

Допускаемые напряжения устанавливают в соответствии с рекомендациями, приведенными в расчете цилиндрических зубчатых передач. [c.267]

При выборе материалов для изготовления деталей передачи (зубчатых и червячных колес, валов и др.) и определении допускаемых напряжений учащийся должен ориентироваться на недефицитные материалы, т. е. по возможности избегать применения легированных сталей, оловянных бронз и т. п. Легированная сталь дороже стали обыкновенного качества примерно в 1,6...3 раза медь, бронза и латунь—приблизительно в 10... 13 раз, а олово —в 160 раз. Вместо литых и кованых заготовок следует применять штампованные или штампосварные. [c.299]

Расчет зубчатых передач. В тихоходных зубчатых передачах кривошипных прессов максимальные нагрузки воспринимаются одними и теми же зубьями колеса. Это обстоятельство учтено при расчете допускаемой силы на ползуне кривошипного пресса по прочности тихоходной зубчатой передачи. Для быстроходных передач и шестерен тихоходной передачи каждый зуб периодически нагружается на всех фазах рабочего нагружения в течение цикла. Их расчет следует проводить на основе прямой оценки контактных и изгибных напряжений. [c.533]

При расчете определяют модуль передачи, исходя из усталостной прочности зубьев ремня по напряжениям сдвига. Для упрощения расчета целый ряд величин коэффициент ширины ремня 1 )р, коэффициент динамичности нагрузки допускаемое напряжение сдвига для зубьев ремня [Осд], допустимое число зубьев меньшего шкива и число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом го,— взяты в усредненном значении и объединены постоянным числовым коэффициентом. При принятых предпосылках модуль передачи зубчатым ремнем (мм) определяют по формуле [12] [c.26]

При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при II варианте Т. О. допускаемое контактное напряжение [c.14]

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]

Здесь расчет излагается в форме, Гфе-имущественно принятой в настоящее время для зубчатых передач, в которой за расчетную принимают наибольшую длительно действующую нагрузку, а переменность нагрузки учитывают выбором допускаемых напряжений. [c.188]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

В курсе деталей машин при выборе допускаемых напряжений на изгиб и контактную прочность для зубчатых и червячных передач вводят так называемые коэффициенты режима, зависящие от соотношений между расчетным (рабочим) числом циклов для данной детали и базовым числом циклов для ее материала. Если число циклов, испытываемых деталью (скажем, зубом шестерни), меньше базового, то коэффициент режима получается больше единицы и соответственно повышается допускаемое напряжение. Таким образом, в расчетах на прочность находит отражение заданная долговечность детали. [c.176]

На этом основании при тщательной приработке зубчатых колёс, если при расчёте надлежащим образом учтены динамическая нагрузка и влияние перекоса, можно повышать допускаемые контактные напряжения сдвига на 25 /о. а для цементованных зубьев — на 20%. Такое повышение R связано однако, с известным риском, а именно при больших твёрдостях зубьев > 250) долговечность работы зубчатых колёс в некоторых (правда, редких) случаях может оказаться в 3—4 раза меньше ожидаемой при малых же твёрдостях зубьев Шд < 250) может наступить повышенный и неравномерный по окружности и по профилю зуба (т. е. приводящий к шуму передачи) износ зубьев на глубину, прибли- [c.260]

Ведущий, ведомый и промежуточные валы рассчитываются по допускаемым напряжениям в зависимости от требований, предъявляемых к лёгкости конструкции и к допустимым деформациям вала от действия на него шестерён зубчатых передач суммарное напряжение в валах реверсивных муфт среднего веса [c.365]

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]

При выборе допускаемых напряжений для подвижных соединений, когда шпонки перемещаются вместе с валом или ступицей, в сопряженных деталях неизбежны ударные нагрузки, которые возникают в результате наличия зазора между шпонкой и пазом ступицы (или наоборот, когда шпонка закреплена в ступице и перемещается по пазу вала). Примером может служить передвижение зубчатых колес в различных коробках передач (скоростей), которые после достижения определенного положения сразу же фиксируются и нагружаются рабочим вращающим моментом, что и порождает ударную нагрузку в шпоночном соединении. Поэтому для подвижных соединений следует допускаемое напряжение назначать с учетом ударных нагрузок. [c.168]

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]

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]

Допускаемые напряжения для колес, изготовляемых из капрона, должны быть снижены на величину Значение коэффициента снижения допускаемого напряжения выбирается в зависимости QT температуры окружающей зубчатые передачи средыг [c.319]

В коробке передач трактора Нормаг это получено в результате использования меньших модулей, меньшей ширины шестерен, применением в центральной передаче спирально-конической пары с числом зубьев ведущей шестерни Е вместо 13 у трактора Беларусь . Сравнение размеров корпуса трансмиссии трактора Фар-молл МД и трансмиссии трактора Фармолл-300 более позднего выпуска показывает, что в зарубежном тракторостроении имеется тенденция к дальнейшему уменьшению размеров и веса трансмиссий за счет повышения допускаемых напряжений как в зубчатых передачах, так и в других деталях. [c.10]

В передачах, работающих в масле, коэффициент трения ниже и действующие усилия больше, чем при работе всухую. Однако это компенсируется тем, что скольжение здесь не так опасно наличие масляной ванны уменьшает износ и способствует лучшему охлаждению колес. Условия работы колес приближаются к работе зубьев зубчатых редукторов. В ряде схем благоприятное направление скорости скольжения, когда оно перпендикулярно контактной линии, способствует образованию жидкостного трения, что, в свою очередь, уменьшает износ пары. Передачи, работающие в масле, могут проектироваться на значительно большие мощности, чем при работе всухую. Лучшие условия работы их позволяют повышать допускаемые контактные напряжения. Поэтому, несмотря на увеличениеусилия нажатия, габариты их получаются не больше, чем передач, работающих без масла. [c.228]

Рассчитать зацепление на прочность. Зубья колес планетарных передач рассчитывают на контактную прочность и изгиб, как и в случае обычных зубчатых передач при этом следует выдержать все рекомендуемые соотношения. Но, определяя дбпускаемые напряжения для материалов колес, учитывают, что зубья центральных колес за один оборот нагружаются с раз и работают одной стороной, а зубья сателлитов, входящие в зацепление с солнечным колесом и коронкой, работают обеими поверхностями, но каждая рабочая поверхность нагружается один раз за один оборот сателлита. Следовательно, при постоянной нагрузке напряжения изгиба в зубьях центральных колес изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу, а в зубьях сателлитов — по симметричному циклу, что должно быть учтено при выборе допускаемых напряжений изгиба (см. 10). При реверсивной нагрузке напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу как в зубьях сателлитов, так и в зубьях центральных колес. [c.78]

Walzpressungsgrenzwert m предельное допускаемое контактное напряжение сжатия Walzpunkt т I. точка качения (производящей окружности по направляющей линии) 2. полюс зацепления (зубчатой передачи) Walzpunktpressung / контактное напряжение сжатия в полюсе зацепления [c.291]

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]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...