Расчет Числа изгибов

Если расчеты выполнены на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям с определением d[ или а, числом зубьев можно задаваться и выполнять проверочные расчеты на изгиб. Исключение составляют передачи коробок скоростей и подач, для которых числа зубьев колес определяются из кинематического расчета [37]. [c.110]

Проверочные расчеты на изгиб по 4х)рмулам (19.24) и (19.25) выполняют в тех случаях, когда основным критерием работоспособности заведомо является контактная прочность. В этом случае после определения из расчета на контактную прочность задаются величиной модуля и числом зубьев. Обычно принимают т — (0,01 -1- 0,02)0 для улучшенных колес или т = (0,016 0,0315)0 , [c.298]

Проверочный расчет на изгиб выполняют по формуле (7.9), но с учетом эквивалентного числа зубьев по которому выбирают величину коэффициента формы зуба Ур (см. табл. 7.3). Для определения 2 мысленно рассечем рассчитываемое колесо плоскостью п — п, перпендикулярной направлению зуба (см. рис. 3.74, а). При этом в сечении начального цилиндра получим эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления р = d/(2 QS ). Профиль зуба в этом сечении почти совпадает с профилем условного прямозубого колеса называемого эквивалентным, диаметр делительной окружности которого равен откуда эквивалентное число [c.457]

При проектном расчете на изгиб задаются числом зубьев шестерни (для открытых передач z, = 17...22) и коэффициентом ширины колеса vl/ (для открытых передач 1/м = (10... 12)/ /zj) коэффициент Kj.- определяют по графику на рис. 7.23. [c.140]

Модуль и число зубьев. Внешний окружной модуль или определяют расчетом на изгиб по формуле [c.210]

Поэтому для расчета напряжения изгиба можно воспользоваться формулой (9.24), но в ней следует заменить т на /Ц/щ (т. е. на модуль в среднем сечении), а V выбирать для эквивалентного числа зубьев г , подсчитанного по формуле (9.25). При этом Р должна быть определена по формуле (9.21), т. е. для действительного конического, а не для воображаемого эквивалентного цилиндрического колеса. [c.258]

При расчетах на изгиб величина определяется по табл. 36 и 37 в зависимости от модуля т п числа зубьев г. При расчетах по контактным напряжениям величина определяется по [c.676]

Расчет и выбор стальных канатов. В процессе работы каната, являющегося сложным телом, его отдельные проволоки испытывают различные напряжения - смятия, растяжения, изгиба и кручения. При огибании блока распределение напряжений значительно усложняется. При каждом огибании в канате появляются дополнительные контактные напряжения смятия в местах соприкосновения наружных проволок с поверхностью ручья. В результате пульсирующего характера этих дополнительных напряжений после некоторого числа изгибов происходит усталостное разрушение сначала наружных, а затем и внутренних проволок. Кроме того, при сгибании и разгибании каната на блоках и барабане пряди каната сдвигаются одна относительно другой, что приводит к истиранию проволок в местах контакта прядей. [c.162]

Примечания 1. Параметры исходного реечного контура = 20 /о = 1 Со = 0,25 или принимают по рис. 44,6 тп — модуль зацепления определяют из расчета на изгиб, после чего округляют до стандартного значения 2, и определяют исходя из требуемого передаточного числа г и конструктивно-технологических соображений межосевое расстояние А определяют из расчета по контактным напряжениям или из конструктивных соображений коэффициенты коррекции и выбирают из блокировочного контура с учетом предварительного прочностного расчета и компоновки передачи. [c.225]

Далее следует произвести расчет на контактное напряжение сдвига поверхностного слоя зубьев червячного колеса по формулам (19) или (20). Этот расчет можно делать до расчета на изгиб или после, в зависимости от числа зубьев червячного колеса, как рекомендовано выше. [c.348]

Эта приближенная формула дает вполне удовлетворительные результаты для прямоугольных контуров, близких к квадрату. Для квадрата погрешность, как показывает сравнение с числами таблицы С, не превосходит 2,5%. В случае Ь/а=1/2 погрешность около 5%. С дальнейшим возрастанием длины пластинки погрешность возрастает, так как действительная поверхность изгиба пластинки все больше отклоняется от принятой при расчете формы изгиба. Мы воспользуемся тем обстоятельством, что приближенная формула дает удовлетворительные результаты для контуров, близких к квадрату, и определим для таких контуров влияние растягивающих усилий Ti и Гг на прогиб. [c.208]

Иногда в открытых передачах при большом числе зубьев колеса (более 80) прочность на изгиб оказывается недостаточной. В этих редких случаях определяют модуль зацепления из проектного расчета на изгиб [c.247]

Число спиц г = 1Т /Ъ, где В — диаметр шкива в мм. Размеры спиц чугунного шкива определяют исходя из формулы расчета на изгиб [c.462]

Общее число нагружений вращающихся деталей этих механизмов при расчете на изгиб [c.23]

Для механизмов передвижения и поворота за расчетные далее приняты нагрузки, имеющие место при неустановившемся движении. Число нагружений вращающихся деталей при расчете на изгиб (валы, оси приводных и ходовых колес) этих механизмов за одно включение будет равно (рис. 4) [c.24]

Общее число нагружений детали за весь срок службы Т (часов) при числе включений в час 2 (табл. 15) при расчете на изгиб [c.25]

Выбор модуля и расчет числа зубьев. Наименьший допустимый модуль при найденном диаметре шестерни определяется из расчета на изгиб и может быть выбран в зависимости от величины ту [формулы (13)—(15) табл. 21] по диаграммам рис. 7 или предвари- [c.45]

Расчетное число нагружений первого вала при расчете на изгиб по формуле (55) [c.134]

Валы ведущих (приводных) колес кроме изгиба должны быть рассчитаны на кручение. Расчет числа нагружений и определение расчетных нагрузок при этом расчете аналогичны приведенным для трансмиссионного вала моста. [c.171]

Для подсчета числа нагружений валов и зубчатых передач при расчете на изгиб по табл. 14 и 15 принимаем расчетный срок службы Л = 10 лет и число включений в час = 240. [c.208]

Необходимый модуль и число зубьев колеса определяем из расчета на изгиб. Допускаемые напряжения по формуле (39) при [c.212]

Число нагружений вала при расчете на изгиб по формуле (44) [c.230]

Расчетное число нагружений при расчете на изгиб и сроке службы [c.236]

Общее число нагружений колонны при расчете на изгиб по формуле (46) [c.286]

Общее число нагружений вала при расчете на изгиб при Г= Тр [c.300]

Число спиц А принимают при О менее 400 мм равным четырем, при О от 400 до 1600 мм равным шести и при О более 1600 мм равным восьми. Чугунные шкивы имеют спицы эллиптического сечения, спицы стальных шкивов могут иметь круглое и прямоугольное сечение. Момент сопротивления сечения спицы у ступицы определяется из расчета на изгиб по формуле [c.381]

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]

Конструктивные элементы = 0,8й], Л (3 4)51. Число спиц берется, как и для литых шкивов. Ширина спицы Л (отнесенная к диаметральному сечению) находится из расчета на изгиб по формуле [c.476]

При выборе 2е необходимо иметь в виду, что при заданном межосевом расстоянии с увеличением 2 уменьшаются динамические нагрузки и потери на трение в зубьях, а также масса зубчатых колес, но вместе с тем снижается прочность зубьев на изгиб. Кроме того, 2 должна быть такой, чтобы 21 где - число зубьев шестерни, при котором отсутствует их подрезание (см. 12.2). Вместо 21 или 2 можно задаться модулем зубьев т и затем проверить зубья расчетом на изгиб. В передачах редукторов общего назначения для улучшенных зубчатых колес принимают т = (0,01...0,02)а , а для закаленных — т = = (0,0125...0,0315) а . [c.198]

Если основным критерием работоспособности заведомо является контактная прочность (как правило, для всех передач с низкой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев), то после определения межосевого расстояния из расчета на контактную прочность числом зубьев или модулем можно задаваться и потом делать проверочный расчет на изгиб. [c.266]

Подсчет эквивалентного числа циклов через напряжения неудобен, так как требует определения напряжений при каждой нагрузке. Очевидно, что при расчете на изгиб отношение напряжений можно заменить отношением моментов [c.292]

Червячные передачи рассчитывают на прочность по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. В большинстве случаев прочность при изгибе не определяет размеры передачи и этот расчет применяют в качестве проверочного. В качестве проектного расчет на изгиб применяют только при больших числах [c.351]

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете на изгиб [c.501]

Эквивалентное число щп<лов нагружения зубьев при расчете на изгиб [c.506]

Число спиц в одном ряду определяется по нормам для литых шкивов. Условная ширина спицы на диаметральном сечении определяется из расчета на изгиб [c.172]

Определить диаметр вала d под серединой колеса и диаметр выходного конца вала d . Принять, что выходной конец вала работает только на кручение и (т] = 30 М.н м . Диаметр d определить из расчета на изгиб с кручением, приняв [сг] = 50 Мн/м и применив гипотезу наибольших касательных напряжений. Число зубьев колеса = 70 модуль зацепления = 9 мм число заходов червяка 2., = 3, диаметр делительного цилиндра червяка = 72мм к. п. д. червячного зацепления ц = 0,82. [c.208]

Петерс и Ормистон [Р.55] распространили методы расчета установившегося махового движения на бесшарнирные винты и исследовали влияние различных элементов расчетной схемы на получаемое решение. В результате исследования они сделали следующие выводы относительно выбора расчетной схемы при анализе махового движения и нагрузок лопастей. Для надежного расчета п-й гармоники махового движения анализ должен охватывать все гармоники до т-й, где т = п при О ц 0,4 и m = п + 1 при 0,4 [X < 1,0. Зону обратного обтекания следует учитывать только при ц > 0,6, неоперенную часть лопасти — только при 1,0, а концевые потери всегда важны. Сжимаемость воздуха имеет существенное значение, но при Mi, до <0,9 достаточна простая поправка, получаемая для Гэфф = 0,75. При Ml, 90 >0,9 необходимо учитывать изменение числа Маха по радиусу и азимуту. Схема эквивалентной пружины и относа не вполне удовлетворительна при расчете формы изгиба бесшар-нирного винта гораздо предпочтительнее использовать реальные формы упругой консольно закрепленной лопасти. Для надежного расчета нагрузок и движения лопастей нужно учитывать лишь одну форму при О < [X < 0,6, две формы при 0,6 < < р, < 1,2 и три формы при 1,2 < [X < 1,6. Эти выводы применимы также к шарнирным винтам, так как шарнирно подвешенную лопасть можно рассматривать как предельный случай консольно закрепленной гибкой лопасти. [c.263]

Число зубьев шестерни и модуль определяем из расчета на изгиб. Предел выносливости материала шестерни по табл. И rlj = 2500 кгс/см . [c.241]

В коробках подач, как правило, модуль шестерен определяется из расчета на изгиб /Пизг- Минимальное число зубьев шестерен в коробках подач можно принять = 15. [c.181]

В реддвх случаях при баш шом числе зубьев червячного колеса (г > 90) м для ручных иередач может оказаться, что размеры зацепления,. определенные нз условия контактной выносливости, недостаточны по условию прочности зубьев на изгиб. В таких случаях целесообразно произвести проектировочный расчет на изгиб—определить модуль зацепления по формуле (163), полученной из неравенства (162) [c.155]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...