Зубчатые Зубья — Напряжения изгиба допускаемые

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]

При расчете зубчатых колес прочность зубьев колес следует проверить по величине контактных напряжений, действующих в поверхностном слое зубьев, и напряжений изгиба у основания зубьев, которые должны быть меньше допускаемых. Эту проверку можно выполнить косвенным путем, вычислив по допускаемым напряжениям и заданным условиям работы величину модуля и сравнив ее с принятым расчетным модулем. [c.198]

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]

Допускаемое напряжение изгиба зависит не только от материалов зубчатых колес, но и от характера нагружения зубьев. Так, если направление вращения часто изменяется (как говорят, передача подвергается частному реверсированию), то условно принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, и допускаемое напряжение выбирают по выражению [c.358]

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса определяют так же, как и для зубчатых колес. Приближенные значения [ар] даны в табл. 21.2. [c.381]

Допускаемые напряжения изгиба, соответствующие данным британского стандарта на цилиндрические зубчатые колёса. В британском стандарте на об-работанные цилиндрические зубчатые колёса [11] расчёт зубчатых колёс на изгиб производится по напряжениям у корня зуба на стороне сжатия. Полная нагрузка на зубья считается приложенной [c.275]

Рис. 2.33. Схема алгоритма для расчета допускаемых значений напряжений изгиба на переходной поверхности зуба Данный алгоритм не относится к азотированным зубчатым колесам, для которых, = 0,1. Для планетарных передач индекс ] заменяют индексами, соответствующими обозначениям зубчатых колес для планетарных передач А (а также и Зк) нагрузка для сателлита д всегда реверсивная независимо от вида нагружения самой передачи

В работе [11б] зубчатые колеса из полиамидов рекомендуется рассчитывать на изгиб и контактную прочность. Допускаемое напряжение изгиба берут 75% ог напряжения изгиба, при котором зубья разрушаются во время испытания. [c.178]

При проектировочном расчете конических зубчатых передач на прочность активных поверхностен зубьев рекомендуется определять внешний делительный диаметр колеса или среднее конусное расстояние R [20]. При расчете на прочность. чубьев по напряжениям изгиба следует определять минимально допускаемое значение среднего нормального модуля тпт- [c.51]

Зависимость (107) используется для проверочного расчета. Между тем, при проектировании тяжелонагруженных зубчатых колес с упрочненной рабочей поверхностью зубьев (цементованной, азотированной и т. п.) нередко встречается необходимость в проектном расчете зубьев на излом с целью определения минимально допустимого модуля. Как правило, межцентровое расстояние А и ширина зубчатых колес Ь в таких случаях бывают уже известны из расчета на контактную прочность, предшествующего расчету на излом. Выведем зависимость для проектного расчета зубьев на излом, исходя из формулы (107), заменив в правой части напряжение изгиба через его допускаемое значение [c.185]

Значения допускаемого напряжения изгиба [ои] при расчете зубьев червячных колес определяется тем же методом, что и при расчете зубчатых колес [c.408]

Материал зубчатого колеса Сердцевина зуба Предельные допускаемые напряжения изгиба [c.61]

Определение допускаемых напряжений изгиба [о] , Н/мм . Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [а] -1 и [а]р2, которые определяются в следующем порядке [c.52]

Расчет гипоидных передач на контактную прочность зубьев и на изгиб зубьев производится по формулам для конических зубчатых колес. Материалы и допускаемые напряжения принимаются такие же, как для зубчатых передач. Для предупреждения заедания следует повышать чистоту поверхности зубьев и применять противозадирную смазку. [c.255]

Вычисляем допускаемое напряжение изгиба при расчете на контактную прочность зубьев по формуле (4.7), принимая = 1,75 для зубчатых колес, изготовленных из поковок и щтамповок, — 0,8 при двухстороннем приложении нагрузки и для всех сталей [c.511]

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]

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]

Выбор марок материалов желательного сочетания для шестерни и колеса, а также величины допускаемых напряжений будут приведены ниже. Таким образом, расчетные формулы (18) и (19) на изгиб зубьев позволяют определить основной параметр открытой зубчатой передачи — модуль т. При пользовании формулами необходимо лишь правильно выбрать следующие величины [c.277]

С целью получения компактного привода конструктивные элементы реечных домкратов ограничены размерами. Плечо 6 приводной рукоятки принимают не свыше 250 мм при высоте оси ее вращения от уровня опорной поверхности домкрата 600 мм. Передаточные числа для каждой пары зубчатых колес назначают не свыше I 4—6 количество зубьев для малых шестерен в пределах 4—5. Эти шестерни делают заодно с валами из стали марки Ст. 5, сталь 45 или сталь 50 как правило, зубчатые колеса передачи цементируют и закаливают. При такой обработке допускаемые напряжения на изгиб принимают в пределах [о ]из= = 2000—2500 кГ/см [c.552]

Если при проверочном расчете зубьев на изгиб величина действительного напряжения на изгиб не превышает значения допускаемого напряжения на изгиб [а ] и величина максимального напряжения на изгиб а не превышает допускаемого предельного напряжения на изгиб [о ] пр, то это значит, что зубья будут прочными не только на контактную прочность, но к на изгиб. Если бы при проверке зубьев на изгиб потребовалась бы большая величина модуля зацепления, то для цилиндрической зубчатой,передачи необходимо уменьшить сумму зубьев колес г , а для конической передачи увеличить- модуль зацепления или для зубьев той и другой передачи взять более прочный материал. [c.164]

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев [з, ] при постоянном длительном режиме нагрузки рекомендуется принимать равным [з 1<.0,65 а , где — предел прочности при растяжении для сердцевины зуба. Расчет зубьев на изгиб производится по тому зубчатому колесу, для которого [з ] имеет наименьшее значение. [c.170]

Пример 63. Определить модуль открытой зубчатой пары с прямым зубом ( =0) из расчета на изгиб. Даны мощность на валу шестерни Л 1 = = 10 л. с., число оборотов вала шестерни Л1=200 об/мин, передаточное число г=3. Материал колес — чугун с допускаемым напряжением [о]и =500 кГ/см . Принимаем а) число зубьев шестерни 2i=18 и проверяем на z min по формуле [c.424]

Допускаемые напряжения [а] при расчете на изгиб зубьев стальных термообработанных зубчатых колес [c.179]

Особенности расчета конических зубчатых колес на долговечность по контактным напряжениям и на прочность по изгибу при применении упрощенного метода расчета. Мощность конической передачи N в л. с., допускаемая по сопротивляемости поверхностных слоев зубьев выкрашиванию, определяется по формуле [c.211]

Одним из основных расчетов зубчатых колес при периодических случайных перегрузках является расчет зубьев на из-гибную усталостную прочность. Сущность расчета заключается в том, что по известным нагрузке Р и геометрическим параметрам зубчатого колеса т — модуль, Ь — ширина зубчатого венца) определяют напряжение изгиба Ои в опасном сеченки зуба и сравнивают с допускаемым. [c.104]

Коэффициент Kjrp определяют по рис. 239 в зависимости от Коэффициент формы зуба Yp определяют в зависимости от эквивалентного числа зубьев [см. стр. 265 и формулу (26.41)]. Расчет надо вести для зубьев того колеса, для которого величина [ст]р/У)г меньше. Допускаемые контактные напряжения и Напряжения изгиба зубьев определяют так же, как для цилиндрических зубчатых колес (см. с. 265). [c.273]

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]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

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]

В модели ZA P N на каждом шаге интегрирования по формуле (3.38) определяются напряжения изгиба зубьев Gh шестерни и колеса, а по формуле (3.39) -контактные напряжения Они вычисляются как расчетные переменные и выводятся в виде графиков с помощью универсальных индикаторов. Прочность зубчатых передач может быть рассчитана по максимальным напряжениям в цикле работы пресса. В этом случае фактическая прочность передачи будет завышена против расчетной, поскольку не учитывается работа передачи с пониженными нагрузками. Получаемые графики изменения напряжений в течение цикла работы пресса позволяют рассчитать эквивалентные изгибные и контактные напряжения, используя подход, изложенный в 3.7. Использование в расчете эквивалентных напряжений позволяет избежать завышения фактической прочности. Для оценки прочности зубчатых передач по формуле (3.37) определяются приведенные напряжения а , которые должны быть меньше допускаемых а 1 (см. 3.6). Контактные напряжения должны быть меньше соответствующих [c.533]

П и 1г т ю А Р1 н 1 . II. Выбор допускаемых напряжений для расчета. зубьев на изгиб с учетом вероятности неразрушения и дисперсии. Сб. Проблемы качества и прочности зубчатых передач . НТО Машпром, ЦБТИ Госкомитета Совета Министров СССР по автомати.задии и машиностроению. М., 1961. [c.234]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...