Зубчатые колеса Напряжения контактные сдвига

ПО контактным надежности работы для закрытых зубчатых пе-напряжениям сдвига редач, В ЭТОМ случае разрушение зубьев происходит независимо от их изгибной прочности, поэтому размеры зубчатых колес для закрытых передач определяют не из условия прочности зубьев на изгиб, а из условия величины их контактных напряжений, в результате которых может происходить выкрашивание рабочей поверхности зубьев. [c.298]

В отличие от фрикционных передач, колеса которых рекомендуется рассчитывать на контактную прочность по наибольшим нормальным напряжениям а, зубчатые колеса чаще всего рассчитывают по касательным напряжениям сдвига т . [c.300]

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]

Зубья зубчатых колес редукторов рассчитываются 1) на прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям сжатия или сдвига (на контактную прочность) и 2) на изгиб. [c.148]

Пользуются также методикой расчета зубьев зубчатых колес редукторов на прочность рабочих поверхностен зубьев по контактным напряжениям сдвига. [c.149]

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]

Особенности расчета конических колес на контактные напряжения сдвига. В точно изготовленных или тщательно приработанных конических передачах нагрузка распределяется вдоль ширмы зубчатых колес по трапецеидальному закону, который при износе зубьев не нарушается. При таком распределении нагрузки расчет на контактные напряжения можно производить по окружному усилию Р и эквивалентному радиусу кривизны р, определяемым по формулам [c.209]

Допускаемое контактное напряжение сдвига 1х ] для стальных нормализованных, улучшенных и стальных закаленных зубчатых колес равно 9,2//д, где Нв 350 кг см . После подстановки числовых значений [х] = 9,2 350 = 3225 кг/см . [c.153]

Эта формула рекомендуется в качестве исходной расчетной зависимости на основе следующих соображений. При работе зубчатых колес на боковых поверхностях зубьев возникают силы трения, которые изменяют напряженное состояние в зоне контакта и увеличивают максимальное касательное контактное напряжение. Если принять коэффициент трения равным 0,2 и неизменным по ширине 2Ь полоски контакта, то Тшах = О,340 на глубине 0,46) [134]. Это напряжение почти не отличается от напряжения сдвига при параболическом законе распределения нагрузки поперек полоски контакта. [c.188]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатого колеса [c.403]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатого колеса (косозубого) [c.428]

Особенности расчёта конических колёс на контактные напряжения сдвига. Если зубья шестерни и колеса в ненагруженной конической передаче прилегают друг к другу по всей длине, то при приложении нагрузки деформация зубьев будет пропорциональна расстоянию точки зацепления от вершины начальных конусов. Следовательно, нагрузка в точно изготовленных или тщательно приработанных конических передачах распределяется вдоль ширины зубчатых колёс по трапецоидальному закону (который при износе зубьев не нарушается). При таком распределении нагрузки не будет большой погрешности, если расчёт на контактные напряжения производить по окружному усилию и эквивалентному радиусу кривизны в среднем сечении, определяемым по формулам [c.333]

Зубья червячного колеса могут выйти из строя (как и в зубчатой передаче) или вследствие повреждения наружного слоя или вследствие поломки. В свою очередь разрушение рабочих поверхностей зубьев (наружного слоя) может происходить или по причине выкрашивания вследствие чрезмерных контактных напряжений сдвига, или по причине заедания абразивный [c.59]

Диаметр 4 можно определить, используя выражения, полученные в результате преобразований формул А. И. Петрусевича для расчета цилиндрических зубчатых колес на контактные напряжения сдвига [c.139]

Особенности расчёта на контактные напряжения сдвига нестальных зубчатых колёс. Когда в паре зубчатых колёс одно или оба зубчатых колеса выполнены не из стали, числовые коэфициенты в формулах 1—1л(т. е. 100 000 для прямозубых колёс и 80 000 —для косозубых и шевронных) следует умножить [c.247]

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

Из теоретических предпосылок А. И. Петрусевича известно, что в процессе работы зубчатых колес на поверхностях зубьев возникают силы трения, изменяющие напряженное состояние в зоне контакта и увеличивающие максимальное контактное напряжение сдвига. [c.301]

Червячные передачи рассчитывают из условия Расчет червячных прочности зубьев на изгиб и на контактные передач на напряжения сдвига поверхностного слоя зубьев аГпроект Дсчет червячного колеса. Однако в отличие от передач с цилиндрическими зубчатыми колесами в червячных передачах расчет на контактную прочность производится для открытых и закрытых передач. В данном случае такой расчет является также (условно) и расчетом на отсутствие заедания, поскольку как самостоятельная задача методика этого расчета до настоящего времени окончательно не предложена. [c.346]

Особенности расчета по контактным напряжениям сдвига нестальных зубчатых колес. Когда в паре зубчатых колес одно или оба зубчатых колеса выполнены не из стали, числовые коэффициенты в формулах (4) — (4л) (т. е. 100 ООО для прямозубых колес и 80 ООО для косозубых и шевронных) следует умножить на [c.97]

Предложенная А. И. Петрусевичем методика расчета закрытых зубчатых передач по максимальным контактным напряжениям сдвига и принятая в настоящем курсе исходит из формулы (46). Эту методику с незначительными отклонениями используют во многих литературных источниках. Формулу (46) следует рассматривать при использовании в расчетах как условную, ввиду того, что дуги на эвольвенте в зоне зацепления колес приняты как дуги окружностей давление на зубья статическое имеет место и ряд других допущений. Вообще все три приведенных формулы (44—46) не отражают действительных напряжений в поверхностном и даже глубинном слоях зубьев, так как нарушается ряд исходных предпосылок, на которых базируются их выводы. Например, контактирующие поверхности цилиндров должны быть неподвижны, смазка должна отсутствовать, материалы цилиндров изотропны и т. д. . [c.302]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...