Зубчатые Нагрузки расчетные — Определени

Необходимо отметить также тот факт, что пределы усталости для одних и тех же материалов, определенные различными авторами, неодинаковы. Так, в работе [2] предел усталости для стали 45 равен ст-i = 22 кгс/мм в работе [3] T-i = = 24—26 кгс/мм . Результаты наших испытаний дали величину <7-1 = 32,3 кгс/мм . Несовпадение величин пределов усталости для одних и тех же материалов происходит из-за многих факторов. В частности, большое влияние оказывает масштабный фактор, нестабильность структуры и свойств материала одной и той же марки стали, различия в термообработке и т. д. Наши исследования показали, что предел усталости для зубчатых колес зависит от таких параметров, как число зубьев, модуль, ширина зубчатого венца, степень точности. Расчетным путем влияние этих факторов весьма трудно учесть. Поэтому для получения высокой точности и надежности расчета необходимо определять прочность самих зубьев путем их испытания. Обычные испытания для построения кривой Велера довольно длительны, в связи с этим важное значение приобретают ускоренные методы испытаний. При этом более определенной величиной, характеризующей прочность зуба, будет не допускаемое напряжение, которое трудно измерить, а удельная нагрузка, равная отношению окружного усилия к модулю и ширине зубчатого венца, т. е. [c.105]

Существует точный в приближенный способы расчета полной нагрузки. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет по сравнению с точным немного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагов, угла наклона зуба ф, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной (полезной) нагрузки. [c.361]

При работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, а также валов и их опор. Силы определяют при максимальном статическом нагружении внешними нагрузками, без учета динамических нагрузок, вызванных ошибками изготовления и деформацией деталей. Эти факторы учитывают соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу. Силами трения также пренебрегают вследствие их малого влияния. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления Я (см. рис. 11.10) в предположении, что вся нагрузка передается одной парой зубьев. [c.245]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29), а расчетное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностями. В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев зубчатых колес и шлицевых соединений, вдоль шпонок, вкладышей подшипников скольжения и других деталей, и при составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалентными сосредоточенными силами, приложенными в середине площадки (площадок) контакта 1, [c.131]

Связь между удельной контактной нагрузкой q в кГ с.ч и окружным усилием Р ъ кГ [расчетным, определенным по формуле (6а)] для прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колес выражается следующей формулой (выведенной в предположении о равномерном распределении нагрузки по контактным линиям) [c.93]

После определения размеров передачи следует уточнить значение коэффициента и проверить расчетные ра чие напряжения в зубьях колес. В случае, если окажется, что /Ск/Сд > 1,6, следует уменьшить ширину колес с соответствующим перерасчетом остальных параметров передачи. При проверочном расчете зубчатых передач коэффициент нагрузки уточняют по формуле [c.96]

При определении расчетной нагрузки принимается во внимание также неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых колес, происходящее из-за деформации элементов передачи (валов, подшипников, зубчатых колес и др.) во время работы, а также вследствие отклонения размеров передачи от номинальных при ее изготовлении. Деформация элементов не всегда вызывает, а в некоторых случаях даже выравнивает неравномерность распределения нагрузки. Расчет зубьев на прочность производится с учетом концентрации нагрузки по ширине зубчатых колес. [c.94]

Опубликованные в литературе методы учета концентрации нагрузки по ширине зубчатых колес еще далеки от совершенства. Наиболее разработано пока определение начального коэффициента концентрации нагрузки К , но оно, несмотря на упрощающие допущения, продолжает оставаться достаточно трудоемким, главным образом из-за сложности определения угла у относительного перекоса зубчатых колес. До сих пор в литературе почти нет данных о проверке расчетных значений [c.133]

Поскольку неточности взаимного положения шестерни и колеса для круговых зубьев дают эффект, отличный от такового для зубьев с линейным контактом, в методике расчета круговых зубьев название коэффициент концентрации нагрузки заменено на коэффициент распределения давления /(р. Значение коэффициента Кр можно установить по графику (рис. 123) [121, 42], где по оси абсцисс откладываются расчетные линейные смещения вдоль образующей делительного конуса или перпендикулярно ей и плоскости, проходящей через оси зубчатых колес. Линейные смещения вдоль осей шестерни и колеса приводятся к расчетным путем умножения на косинус половины угла при вершине делительного конуса соответствующего зубчатого колеса. Если данные о величинах смещений зубчатых колес отсутствуют, то коэффициент Кр может быть приближенно определен по табл. 10. [c.143]

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]

Во все приведенные выше расчетные зависимости для определения основных размеров зубчатых зацеплений или напряжений, возникающих в зубьях при работе передачи, входит не номинальная, а расчетная нагрузка. В зависимости от структуры расчетной формулы под нагрузкой понимают передаваемую мощность, момент или окружное усилие. [c.49]

Основной геометрический параметр передачи — диаметр гибкого колеса, от которого зависят и другие размеры передачи. Методика определения его изложена на примере проектного расчета силовой двухволновой зубчатой передачи длительного срока службы (г 12 10 ч) при постоянной нагрузке, угле профиля зуба я = 20°, для диапазона передаточных отношений / = 80 315, при ведущем генераторе и ведомом гибком колесе. При этом используют условный расчет колеса на кручение при действии номинального расчетного момента Гр, Н-м и равномерно распределенных по зубьям зацепления касательных сил в двух диаметрально противоположных зонах. [c.186]

По изложенной методике было проведено определение смазывающей способности ряда масел с присадками и без них, а также керосина. Результаты некоторых опытов приведены в табл. 3. Помимо нагрузки заедания, в табл. 3 в качестве расчетного критерия заедания указана мгновенная температура по Блоку, подсчитанная при коэффициенте трения /=0,1 по методике [7], скорректированной с учетом увеличенной высоты зубьев испытательных зубчатых колес и е > 2. [c.127]

При составлении расчетных схем валов и осей определяют силы, действуюш,ие на установленные на ннх детали. Методы определения нагрузок в зубчатых, кулачковых, фрикционных и других механизмах были рассмотрены в гл. 5. Условно считается, что нагрузки передаются на валы и оси в виде сосредоточенных сил, прикладываемых в средних сечениях крепления соответствующих деталей. [c.238]

При рассмотрении расчета зубчатых передач указывалось, что уточненное определение коэффициента нагрузки, а следовательно и расчетной мощности, весьма сложно, поэтому ограничимся упрощенным табличным методом выбора этого коэффициента (табл. 17). [c.99]

Волновые передачи могут быть одноступенчатые и многоступенчатые. Одноступенчатые имеют передаточное отношение в диапазоне 60 i 250. Минимальное передаточное отношение min Ss 60 ограничивается изгнбной прочностью стального гибкого элемента (в случае применения пластмасс при малых нагрузках t min S 30), max 250 лимитируется модулем зубчатых колес, расчетная величина которого в этом случае должна быть пг < 0,1 мм. Очевидно, что изготовление силовых передач с таким малым значением модуля при сохранении необходимой точности зацепления составляет определенные трудности. Увеличение модуля по технологическим причинам приводит к неоправданному возрастанию габаритов и веса передач. [c.351]

Для определения коэффициентов безопасности необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. При составлении расчетной схемы вала действительные нагрузки, распределенные по длине ступицы зубчатого колеса, ширине подшипника заменяют сосредоточенными расчетными нагрузками подшипники - шарнирными опорами. Центры опор принято принимать как показано на рис. 286, а-в. В случае наличия муфты учитывают нагрузку от нее на вал, которая имеет место вследствие неизбежной несоос-ности соединяемых валов. Значение этой силы приближенно можно принять = (0,2 [c.317]

Коэффициевт 11ц (см. также ниже — табл. 8.9 и 9.5) имеет определенный физический смысл с помощью этого коэффициента осуществляется в расчетах передач замена действующей (реальной) переменной нагрузки постоянной (расчетной) нагрузкой, эквивалентной действующей по усталостному воздействию на зубья зубчатых колес. [c.181]

Если внешние нагрузки известны, то при расчетном определении внутренних силовых факторов в сечениях вал рассматривают обычно как балку, шарнирно закрепленную в лвух жестких (нелефор-мпруемых) опорах Положение условной опоры зависит от типа и числа подшипников в опоре рис. 22А, а, б. 8. д). Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. [c.235]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...