Зубчатые Коэффициент числа циклов напряжений

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]

Коэффициенты и р , учитывающие число циклов изменения напряжений при расчете на контактную выносливость и усталостный излом, должны определяться не по абсолютной угловой скорости рассчитываемого зубчатого колеса, а по его угловой скорости в движении относительно водила (пН = п — rt ). [c.508]

Базовое число циклов перемены контактных напряжений для зубчатых редукторов определяют по графику (рис. 6.5). Определение коэффициента долговечности [c.238]

Поскольку действие нагрузки существенно только при рабочем ходе, при расчете числа циклов изменения напряжений следует учитывать не номинальную частоту п вращения главного вала или валов привода, а фактически используемое число оборотов в минуту /7ф = где/7 - коэффициент использования ходов (табл. 3.3). Ориентировочные значения коэффициента долговечности при расчете валов и зубчатых передач для кривошипных прессов различных типов приведены в табл. 3.2. [c.119]

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса Крутящий момент Показатель кривой усталости Эквивалентное число циклов перемен напряжений [c.55]

Результаты вычислений при базовом числе циклов перемены напряжений 4- Ю и показателе степени = 6 (значение рекомендуется ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 для зубчатых колес с твердостью НВ < 350 независимо от термообработки, способа поверхностного упрочнения и параметров упрочнения зубьев) представлены в табл. 5.4. Из анализа полученных данных следует, что выбранным маркам сталей соответствуют разные значения соотношений а следовательно, и значения допускаемых напряжений при неизменных конструктивных и технологических параметрах зубчатой передачи, что в настоящее время практически не учитывается рассмотренными выше и другими нормами расчета. При отсутствии поверхностного упрочнения переходной поверхности зуба допускаемое напряжение зависит от материала и коэффициента смещения X. Это влияние более существенно при малых числах циклов нагружений, приближающихся к области малоцикловой усталости. При увеличении коэффициентах напряжения для нормализованной стали 45 близки к значениям, рекомендуемых ГОСТ 21354-87, а в некоторых случаях совпадают. В то же время для колес из улучшенной стали 40Х по мере возрастания величины X отмеченное выше различие в допускаемых напряжениях по сравнению с ГОСТ 21354-87 сохраняется. При применении поверхностного упрочнения переходной поверхности указанное выше различие в допускаемых напряжениях возрастает. [c.120]

Эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба у корня зуба Крутящий момент на зубчатом колесе в кГсм или в кГм Модуль зацепления в см или в мм Мощность, передаваемая ведомым зубчатым колесом пары, в я. с. Число циклов напряжений [c.19]

Передаточные числа отдельных ступеней, указанные в таЗл. 5 и 6, определены в условиях примерно одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковых твердостях их поверхпосгей //Б < 350 и коэффициентах ширины зубчатых колес всех ступеней, а также при эквивалентном числе циклов напряжений зубьев колеса тихоходной ступени > 107. [c.416]

Важнейшим фактором разбивки служит коэффициент долговечности тихоходной ступени Х д, учитывающий переменность нагрузки и отношение числа циклов к базе контактньн напряжений лимитирующего зубчатого колеса редуктора (обычно это тихоходная шестерня). Определение Кн приведено в гл. 4. [c.59]

Кье — коэффициент ширины зубчатого венца Онр — допускаемое контактное напряжение, МПа, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений Nhe, определяется по зависимости (6.3) или (6.7), причем в последней Ghp < 1,15 Оцртт- [c.62]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...