Передача Коэффициент прочности зубье

Коэффициент перекрытия оказывает существенное влияние на плавную работу передачи и прочность зубьев. В конических и гипоидных передачах рассматривают три основных коэффициента перекрытия торцовый, осевой и суммарный. [c.57]

Конические передачи с косыми и криволинейными зубьями приближенно рассчитывают по формулам (20.25) и (20.26), но с введением в знаменатель подкоренного выражения коэффициента учитывающего большую прочность зубьев этих колес по сравнению с прямозубыми. На основании опытных данных [c.310]

Шестерню изготовляют с положительным смещением хС>0, а колесо — с отрицательным Ха<0, но так, что х =х или суммарный коэффициент смещения Х2=Хх+Х2=0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при хе—О делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяется также межосевое расстояние и высота зуба Л, но изменяется соотношение высоты головки и ножки. Такой вид смещения позволяет получить примерно равную прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб и существенно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу. [c.340]

Косозубые передачи. Наклонное расположение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и уменьшает динамические нагрузки. Это учитывается введением в расчетные формулы прямозубых передач поправочных коэффициентов Уе. Ур и Кра. [c.353]

Число зубьев 21 влияет на ряд качественных показателей передачи. С увеличением 21 повышается плавность работы передачи (возрастает коэффициент е ), но прочность зубьев уменьшается. С уменьшением 21 увеличивается прочность зубьев и уменьшаются габариты передачи. Однако при 21<17 появляется подрезание зубьев (см. рнс. 3.89), для передач редукторов рекомендуется 21= 20...25. [c.354]

Расчет на прочность конических передач с круговыми зубьями ведут по формулам для конических прямозубых передач с введением в знаменатель этих формул экспериментального коэффициента повышения допускаемой нагрузки 1,5 вместо 0,85. Тогда из выражения (3.153) получим [c.366]

Примером непротиворечивых выходных параметров являются изгибная и контактная прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. гл. 12). При увеличении внутренних параметров — коэффициентов смещений и определяющих геометрические характеристики торцевых сечений зубьев, увеличивается толщина основания зуба и радиус кривизны боковой поверхности, что способствует увеличению как изгибной, так и контактной прочности зубьев. Однако при увеличении коэффициентов смещения снижается коэффициент перекрытия передачи, определяющий плавность пересопряжения. В подобных разобранным случаям проектируемые машина или механизм имеют векторный характер противоречивых выходных параметров синтеза. [c.314]

В реальной передаче (зубчатом зацеплении) нагрузка но длине зуба распределяется неравномерно из-за деформаций валов, опор, корпусов и самих колес (изгиб, сдвиг, кручение), погрешностей изготовления. Концентрация нагрузки, являясь интегральной оценкой концентрации напряжений, существенно влияет на прочность зубьев. Ее учитывают (как и концентрацию напряжений), вводя в расчет коэффициент неравномерности распределения нагрузки Хр = Определение Хр про- [c.342]

Особенности расчета на прочность. Для расчетов на прочность используют те же формулы, что и для расчетов прямозубых цилиндрических передач. Обычно на прочность при изгибе рассчитывают только зубья внешней передачи (сателлит — наружное колесо 5, см. рис. 20.37, й), так как модули зубьев одинаковы и внутреннее зацепление прочнее. При расчете колес с внутренними зубьями коэффициент формы зуба вычисляют по формуле [c.366]

Открытые передачи проектируют узкими, с коэффициентом ширины венца колеса 1/д = 0,1...0,2 (см. ниже). Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (9.26). При этом коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колес принимают Kjj -Кр =. [c.187]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Коэффициент динамической нагрузки Кни- При работе зубчатых передач в результате неточностей изготовления и сборки, а также деформации зубьев возникают дополнительные динамические нагрузки, влияние которых при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кяа- [c.138]

Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых конических передач. При этом принимают коэффициенты долговечности Кнт= коэффициенты кон- [c.177]

На рис. 231 изображено два положения инструмента при нарезании зубьев первое (/), когда делительная плоскость рейки (ДП) совпадает с начальной плоскостью (НП) — это нарезание 6ej смещения, и второе II, когда инструмент смещен от оси нарезаемого колеса — это положительное смещение. При этом диаметры основной и делительной окружностей не изменились, но изменилась форма зуба. Толщина зуба у основания увеличилась, а следовательно, повысилась прочность зуба, но одновременно с этим заострилась головка зуба. Величина смещения характеризуется коэффициентом смещения х. Если рейка смещается в сторону оси нарезаемого колеса, то это отрицательное смещение. Применяют два типа передач со смещением. [c.252]

Подрезание ножки зуба заключается в образовании на ножке выемок, снимающих часть эвольвентного профиля и ослабляющих зуб в опасном сечении (см. фиг. 65 и 66, зуб 1), Срезание части эвольвентны при подрезании приводит к уменьшению коэффициента перекрытия , что неблагоприятно влияет на плавность работы, прочность и износостойкость передачи. Коэффициент желательно иметь по возможности большим (недопустимо г < 1). Величина < определяется аналитически или графически как отношение длины рабочего участка линии зацепления МЫ на фиг. 65) к шагу по основной окружности. [c.512]

При проектировании новых передач, а также при составлении чертежей запасных частей рекомен,дуется придерживаться указаний по выбору основных параметров передачи, содержащихся в табл. 114, 115 и 116. При выборе величины угла спирали для новых передач можно руководствоваться следующими соображениями. При увеличении угла спирали повышается плавность передачи движения и прочность зубьев, так как увеличивается суммарный коэффициент перекрытия е. С этой точки зрения целесообразно принимать параметры пары такими, чтобы обеспечить е О 2, когда в зацеплении находится не х енее двух зубьев. Однако это условие не всегда выполнимо и часто приходится довольствоваться меньшими значениями г. [c.489]

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]

Во всех передачах, кроме повышающей, менее прочным звеном является ведущее зубчатое колесо — шестерня, зубья которой испытывают большее число циклов нагружения, чем зубья ведомого зубчатого колеса. Кроме того, вследствие меньшего числа зубьев коэффициент формы зуба щ для шестерни меньше, чем для зубчатого колеса. Таким образом, чтобы обеспечить изгиб-ную прочность зубчатой пары, Достаточно рассчитать только [c.238]

Распределение нагрузки между отдельными пара.ми зубьев зависит от точности передачи и степени загруженности. При благоприятном распределении нагрузки среди одновременно работающих зубьев эффективно зацепление с е, 2. Для этого используют исходный контур с увеличенным против предусмотренного в СТ СЭВ 308 — 76 коэффициентом высоты головки к = I. Приняв к = 1,3 (при а = 20°), можно существенно увеличить несущую способность,,лимитируемую как контактной прочностью, так и прочностью зубьев на изгиб [43]. [c.223]

С ростом X уменьшается коэффициент формы зуба Ур и, следовательно, снижается напряжение у основания зуба. Однако, из этого еще не следует, что во всех случаях несущая способность, лимитируемая прочностью зубьев на изгиб, у передач с Х1 > О и хг > О выШе, чем у передач с [c.227]

Как это видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой передачи, условий, в которых она работает, нагрузок на элементы зубчатой передачи и т. д. Подробно эти вопросы рассмотрены в специальных работах, из которых мы укажем на монографии В. А. Гавр и лен к о. Зубчатые передачи в машиностроении, Машгиз, Москва, 1962, и В. Н. Кудрявцев, Зубчатые передачи, Машгиз, 1957. В этих монографиях можно также получить сведения о геометрии колес, нарезаемых долбяком, и, в частности, зубчатых передач с внутренним зацеплением. [c.621]

Как видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой [c.458]

Искусственное уменьшение высоты зубьев, которое иногда применяют с целью приближения к некорригированной передаче, в большинстве случаев мало оправдано, так как некорригированная передача ( 1 = = 0) не имеет преимуществ по сравнению с нулевой ( 2 — = 0) или корригированной передачей. Применение более высоких коэффициентов смещения не означает обязательного увеличения габаритов передачи, так как одновременно можно уменьшить модуль. С другой стороны, укорочение зубьев с одновременным снижением коэффициента смещения не означает обязательного повышения прочности зубьев на излом, так как коэффициент формы зуба может не возрасти, а упругая податливость зубьев снизится, динамика передачи ухудшится и коэффициент перекрытия уменьшится. Укорочение зубьев, незначительно расширяя поле блокирующего контура в его нижней части, заметно сужает контур сверху и ограничивает возможности корригирования. [c.252]

Так как для прямозубых передач 7-й и более низких степеней точности нет гарантии возможности одновременного зацепления более одной пары зубьев, то для надежности расчет на прочность зубьев прямозубых передач принято производить, исходя из допущения, что сила давления между сопряженными зубьями передается одной парой зубьев. При расчете на прочность зубьев прямозубых передач 6-й и более высоких степеней точности в расчет иногда вводят поправочный коэффициент, зависящий от величины коэффициента перекрытия е. [c.240]

В обнгем случае выбор оптимальных коэффициентов смещения, наилучшим образом удовлетворяющих конкретным требованиям, предъявляемым к данной передаче, представляет собой одну из наиболее сложных задач ее проектирования. При этом следует учитывать, что более полное использование одного преимущества, например повышения контактной прочности зубьев за счет выбора большого коэффициента суммы смещений хх, может вызвать ухудшение других показателей передачи (заострение зубьев, уменьшение коэффициента перекрытия, внедрение головки зуба одного колеса в переходную кривую другого и т. д.), [c.279]

Качественные показатели. Рассмотрим качественн1)1е показатели, которые дают возможность оценить передачу в отношении плавности и бесшумности зацепления, возможного износа и прочности зубьев, а также сравнить ряд передач по тем же показателям. Такая о[ ,еика важна для рационального назначения расчетных коэффициентов смснюния при проектировании зубчатых передач. [c.377]

Косозубые передачи. Вследствие наклона зубьев в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность (снижая расчетные напряжения). Это учитывается уменьшением коэффициентов и 2б, среднее значение которых принимают 22 =1,76созР 1,71 2в = 1/ 1/8о, 0,8. Тогда с учетом коэффициента Кна из выражения (3.118) получим формулу проверочного расчета косозубых передач [c.351]

Основные параметры передачи. Модуль зубьев т нужно выбирать минимальным, так как с его увеличением растут диаметры и масса заготовок. По условиям контактной усталости при данном Цц, модуль и число зубьев могут иметь различные значения, лишь бы соблюдалось равенство т гМ-г- =2аи,. С уменьшением модуля улучшается плавность работы передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия е ), уменьшаются шум, трудоемкость обработки колес и потери на трение (уменьшается скольжение), что увеличивает надежность против заедания, но при этом понижается прочность зубьев на изгиб. Поэтому в силовых передачах не рекомендуется брать модуль меньше 1,5 мм, В передачах редукторов общего назначения при твердости зубьев Я НВ350 модули нужно принимать в пределах т— (0,01...0,02)Ди,, а при Я>НВ350— в пределах т= (0,016...0,0315)Ц( с последующей проверкой прочности зубьев по напряжениям изгиба по формуле (3.123) или (3.126). Кроме того, рекомендуется модули определять по приближенным формулам (3.124), (3.127) и (3.129). В этом случае проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба не требуется. [c.354]

Предпочтительнее колеса с мелким модулем и большим числом зубьев. С уменьшением модуля увеличиваются плавность работы передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия ej, уменьшается шум, трудоемкость обработки колес и потери на трение (уменьшается скольжение), что увеличивает надеж1юсть против заедания, но при этом понижается прочность зубьев на изгиб. Поэтому для силовых передач обычно рекомендуют принимать m > 1,0 мм. Для окончательного утверждения выбранного значения модуля необходимо проверить прочность зубьев по напряжениям изгиба по формулам (9.31) и (9.34). [c.190]

Нагрузочная способность открытых передач, работающих прй бедной смазке, а также хорошо смазываемых закрытых передач, но имеющих колеса, закаленные до высокой твердости, определяётся прочностью зубьев по отношению к излому. Поэтому в этих двух случаях размеры выбирают так, чтобы напряжения изгиба в зубьях обоих колес не превосходили допускаемых. При этом нужно иметь в виду, что для меньшего колеса обычно выбирают более прочный и более твердый материал, чем для большего, вследствие чего допускаемые напряжения для обоих зацепляющихся колес различны (loil > [ОоО- Так поступают потому, что зуб меньшего колеса чаще вступает в зацепление, чем зуб большего. С другой стороны, коэффициент формы зуба Y у меньшего колеса обычно бывает меньше, чем у большего, так как число зубьев <23. (Эти соображения не относятся к колесам, у которых нарезание зубьев производится со смещением.) Таким образом, трудно сказать наперед, у которого из двух колес передачи зубья окажутся прочнее. [c.265]

Порядок проектирования зубчатой передачи. При проектировании зубчатой передачи из условий прочности зубьев по отношению к излому следует сначала выбрать материалы и твердость зубьев обоих колес, число зубьев 21 меньшего колеса, коэффициент ширины фт и в случае нарезания колес со смещением коэффициенты смещения Х1 и х . После определения модуля по формулам (9.46) — (9.48) и округления его до стандартного значения легко раСсчи- [c.268]

При проектировании передачи из условий прочности боковых поверхностей зубьев, выбрав материалы, вид термообработки колес (и тем самым твердость зубьев), а также коэффициент ширины по формулам (9.49) — (9.52) определяют (или, выбрав фд, находят а). Однако все эти формулы не дают указаний относительно модуля т. При его выборе нужно иметь в виду следующее. Размеры колес, изготовленных из нормализованной или улучЯенной стали, определяются прочностью боковых поверхностей зубьев. Такие колеса обычно имеют значительный запас прочности зубьев на излом. Поэтому для них можно выбирать большие числа зубьев г и меньшие значения модулей т, чем для колес, спроектированных из условий прочности зубьев по отношению к излому. Обычно для таких передач выбирают от 25 до 40 и более, что облегчает нарезание зубьев. [c.269]

Для судовых передач с неупрочненным зубом ст ж < < 340- 350 МПа, для облегченных ГТЗА < 450 МПа. Упрочнение материала позволяет повысить напряжения сг ж пропорционально увеличению допускаемого значения коэффициента контактной прочности Кр- [c.303]

Вследствие повышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают прирабатываюш,имися при любой твердости рабочих поверхностей зубьев. Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты долговечности = 1 коэффициенты [c.148]

Расчет колес червячных передач также можно производить по ранее данным формулам изгибной прочности (см. гл. VIII А). Однако, учитывая неизбежный нагрев, характерный для червячных передач в процессе эксплуатации коэффициент Kf следует принимать не менее 1,5-г 1,8 (для передач, работающих в масле). Расчет на контактную прочность зубьев червячных колес не производится. [c.382]

Фиг. 11. Выбор суммарного коэффициента смещения [35], [,36] 1 w 5 — области специальных передач 2 — зацепления высокой нагрузочной способности (по изломной и поверхностной прочности зубьев) 3 — выравненные зацепления 4 — г.адепления с высоким коэффициентом перекрытия.

В основу выбора коэффициентов смещения и а в системе В. Н. Кудрявцева положен принцип максимальной контактной прочности зубьев зубчатых колес. В. Н. Кудрявцевым разработаны таблицы, в которых в зависимости от количества зубьев зубчатых колес приведены значения коэффициентов Ех и 1а- Эта система корригирования учитывает и другие качественные показатели зацепления отсутствие подрезания, достаточность коэффициента перекрытия, выравнивание удельного скольжения и т. д. Поэтому зацепление, спроектированное по этой системе, не требует дополнительной проверки. Она может быть рекомендована для практического пользования, особенко для закрытой зубчатой передачи, для которой важным является контактная прочность. [c.157]

С целью унификации и сопоставимости результатов расчетов, зубчатых передач, с 1 января 1977 г. введен в действие ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентяые. Расчет на прочность , который устанавливает структуру формул расчета зубчатых передач на рюнтактную выносливость активных поверхностей зубьев и на выносливость зубьев при изгибе. Расчетные формулы по ГОСТ имеют ту же структуру, что выше рассмотренные упрощенные формулы, но отличаются рядом поправочных коэффициентов, подробнее учитывающих условия работы зубчатых передач. Для передач с непрямыми зубьями факторы, относящиеся к торцовому сечению или действующие в окружном направлении (силы а /) имеют индекс t... [c.188]

Предельные значения коэффициентов смещения ограничиваются следующими факторами недопустимым подрезанием зубьев при нарезании их инструментом заострением зубьев, т. е. уменьшением их толщины по окружности вершин зубьев ниже допускаемого предела проявлением интерференции (взаимного внедрения) зубьев при их работе уменьшением коэффициента перекрытия. В табл. 12.1 даны рекомендуемые наибольшие коэффициенты смещения Х1 и Д я прямозубых передач наружного зацепления из условий наибольшего повышения контактной прочности зубьев прочности на изгиб (при равнопрочности зубьев шестерен и колеса, изготовленных из одинакового материала) износостойкости и сопротивления заеданию зубьев. В этой таблице значения коэффициентов и Х2 даны при условии, что минимальная толщина зубьев по окружности вершин зубьев > 0,25/и и коэффихщент перекрытия 1,2. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения цилиндрических эвольвентных зубчатых колес даны в приложениях к ГОСТ 16532-70. [c.170]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...