Зубчатые передачи допускаемое напряжение изгиба

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]

Элементы зубчатой передачи рассчитываются по общим расчетным формулам, причем при расчете зубчатых колес допускаемое напряжение на изгиб [о зг] = 2 000—2 500 для цементированных и закаленных шестерен, изготовленных из стали марок Ст. 5, Ст. 45. [c.142]

Приняв определенные значения коэффициентов, связанных с условиями работы передачи, материалом зубчатых колес, допускаемыми напряжениями на изгиб и контактную выносли- [c.270]

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]

Для открытой зубчатой передачи полученные значения допускаемых напряжении изгиба уменьшаем вдвое и в качестве расчетных принимаем o г , = 86 МПа, = 72,5 МПа. [c.473]

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]

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 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]

Кроме того, расчет закрытых зубчатых передач ведут на контактную усталость, а расчет на изгиб является проверочным. Как показывает практика, в этих случаях напряжения изгиба оказываются значительно меньше допускаемых значений. [c.152]

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

Выбирают материалы для сопряженных зубчатых колес с учетом условий работы передачи. Расчет ведут для зубчатого колеса из менее прочного металла. Исходя из условий эксплуатации, определяют допускаемые напряжения на изгиб и контактные напряжения для материала рассчитываемого колеса. [c.79]

После определения размеров гибкого колеса и параметров его зубчатого венца необходимо провести проверочный расчет проектируемой передачи. Надлежит вычислить суммарное напряжение изгиба и напряжение кручения с учетом эффекта их концентрации и сравнить полученные величины с допускаемыми. При выборе допускаемых напряжений, осуществляемых также расчетом, нужно обязательно учитывать особенности механического поведения поли- [c.97]

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]

Приведенные в табл. 36 допускаемые базовые напряжения изгиба даны в предположении работы передачи без перегрузок. В случае работы передачи с перегрузками расчет чугунных зубчатых колес на излом следует производить по максимальной пиковой нагрузке. При ударных нагрузках чугун применять нежелательно. [c.304]

Пантюхин К. И. Выбор допускаемых напряжений для расчета зубьев на изгиб с учетом вероятности неразрушения и дисперсии. Проблемы качества и прочности зубчатых передач, сб. I НТО, Машпром, М., 1961. [c.480]

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]

Повышение изгибной выносливости и долговечности зубчатых передач вследствие поверхностного упрочнения переходной поверхности у ножки зуба широко используется в производстве приводов. Поверхностное упрочнение зубьев позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач примерно в 4-5 раз, тогда как за счет улучшения геометрии и качества сборки ее можно увеличить только в 1,5-2 раза. Вместе с тем пока еще отсутствуют инженерные методы оценки степени упрочнения и учета ее влияния на предел изгибной выносливости зубьев и долговечность зацепления В существующих методиках расчета зубчатых передач на прочность (ГОСТ 21354-84, СТ СЭВ 5744-86, РТМ 2 Н45-1) выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного максимального напряжения в опасном сечении на поверхности с допускаемым напряжением определяемому с учетом величины предела выносливости зубьев при изгибе расчетного коэффициента запаса прочности 5 , и уточняющих коэффициентов [c.105]

Практически во всех нормах и методиках расчета зубчатых передач на прочность значения рекомендуется устанавливать на основе обкаточных испытаний зубчатых колес на стендах (чаще с циркулирующим потоком замкнутой мощности) или на пульсаторах. В некоторых случаях при оценке допускаемых напряжений продолжают использовать значения базовых пределов выносливости, полученных модельными испытаниями на изгиб гладких или надрезанных (с концентраторами различной формы) образцов. Это во многом вызвано отсутствием в настоящее время достаточного количества экспериментальных данных, полученных испытаниями при обкатке зубчатых колес из различных материалов, способов упрочнения и режимов нагружения (чередования уровней и частотных характеристик нагрузок). Следует отметить, что в последующем усталостные испытания гладких и надрезанных образцов могут с успехом использоваться как дополнительные данные к результатам испытаний зубчатых колес для полной оценки влияния на усталостную прочность различных факторов конструктивных (форм и размеров концентраторов напряжений), технологических (способов упрочнения и параметров упрочненного слоя) и эксплуатационных (режимов нагружений) при тщательном соблюдении условий моделирования. [c.106]

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]

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]

Зубчатое колесо цилиндрической прямозубой передачи намечено отлить из стали 45Л (а = 540 /Ин/л сг = 314 Мн1м ), а шестерню отковать из стали 55 (а = 628 Мн/ле , = 314 Мн/м ). Передача нереверсивная, срок службы неограничен. Установить допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса. [c.153]

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]

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]

Если расчетное напряжение на изгиб Страсч получается не более допускаемого, т. е. < [<7)из. то на этом расчет закрытой зубчатой передачи заканчивают, после чего переходят к расчету всех остальных элементов зубчатых колес. [c.311]

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]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб и стойкость поверхноствых слоев зубьев. Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали. Реже для зубчатых колес применяют чугуны и пластмассы. Выбирают марки сталей и назначают термическую обработку в соответствии со следующими положениями. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач, по контактной прочности, пропорциональна квадрату твердости (см. расчет зубчатых передач на контактную прочность). Между тем масштабный фактор и концентрация напряжений, ввиду относительно небольших размеров сечений зубьев, прямоугольной формы сечений и наличия выкружек, сказываются на прочности зубьев меньше, чем, например, на прочности валов и других деталей. [c.254]

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]

В существующих нормах расчета зубчатых передач на прочность допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе находятся по зависимостям (5.1) и (5.2) в ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 bISO/DIS 6336-90 [c.118]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...