Колеса Расчет зубьев на прочность

Размеры косозубых колес подсчитывают по окружному модулю по тем же зависимостям, что и для прямозубых колес (см. стр. 135). Величину нормального модуля устанавливают исходя из расчета зубьев на прочность для эквивалентного прямозубого колеса диаметра круга кривизны в точке эллипса, как сечения начального цилиндра диаметра d (см. рис. 1). [c.137]

Основные размеры колес пропорциональны модулю зацепления. Величина модуля предварительно определяется по конструктивным соображениям или расчетом зубьев на прочность и окончательно устанавливается в соответствии с ГОСТ 9563—60 (см. табл. 10.1). [c.41]

Число зубьев шестерни zt Число зубьев колеса 2а Задаются или выбирают в соответствии е расчетом зубьев на прочность, требованием кинематики и конструктивными соображениями 20 30 [c.248]

При расчетах зуба на прочность используют сечение, нормальное к направлению зуба (см. рис. 11.8), в этом сечении определяют параметры эквивалентного колеса. Профиль зуба косозубого колеса в сечении N-N соответствует профилю [c.241]

Как видно из приведенных формул, все размеры зубчатого колеса и зуба — диаметры начальной окружности, окружностей головок и впадин, высота зуба, толщина зуба, шаг и др. — выража,-ются в долях модуля. Чем больше модуль, тем больше размеры колеса и размеры зуба и, следовательно, тем зуб прочнее. Величина модуля определяется в курсе деталей машин из условия расчета зуба на прочность. [c.133]

Расчет зубчатого зацепления на контактную прочность. Расчет зубьев на прочность по контактным напряжениям принято относить к моменту контакта зубьев в полюсе зацепления, т. е. к тому моменту, когда в зацеплении находится одна пара зубьев. Контакт зубьев можно считать подобным контакту по образующей двух цилиндров с параллельными образующими радиусы цилиндров Р1 и Рз, их длина равна Ь, т. е. ширине зубчатого колеса (рйс. 33.19). [c.425]

Расчет зубьев на прочность по напряжению изгиба сводится к определению величины модуля зацепления, так как модулем определяются все остальные размеры зубьев и самих колес. [c.298]

Способ I, В результате расчетов зубьев на прочность, износостойкость и др., конструктор получает параметры колеса модуль т, число зубьев 2 и диаметр цапфы вала, на котором монтируется колесо. Величины т, г п позволяют рассчитать размеры элементов зубьев зубчатых венцов по формулам, приведенным в 36. Размеры остальных элементов колеса определяются по соотношениям, установленным практикой конструирования зубчатых колес, также приведенным в 36. [c.177]

Передаточное отношение i для каждой ступени цилиндрических колес рекомендуется принимать в пределах t 8 10, а для конических колес i 5. Если во всех механизмах, показанных на рис. 22.1, считать ведущими колеса / и 2 и условиться, что R < R. и R2 модули зацепления ступеней должны быть различными. Обозначим их соответственно mi и тц. Как правило, тц оказывается больше /Пь Далее, для редукторов рекомендуется радиусы R и R3 ведомых колес каждой передачи выбирать так, чтобы 1,1 R2. Число зубьев Zi и 22, малых колес 1 и 2, если они нарезаются без смещения режущего инструмента, рекомендуется выбирать так, чтобы отсутствовало подрезание. Желательно также, чтобы межосевые расстояния Ai и Ли (рис. 22.1) выражались целыми числами. Для [c.489]

Так как у соответствует форме зубьев в нормальном сечении, не совпадающем для косых, шевронных и конических зубьев с плоскостью действия окружного усилия Я, по которому производят расчет зубьев на прочность, то для этих зубьев у определяют не по действительному числу их г, а по приведенному г р, соответствующему диаметру делительной окружности приведенного прямозубого цилиндрического колеса Таким образом, для прямых зубьев конических колес и для косых и шевронных зубьев цилиндрических колес значения у следует брать по табл. 29 в зависимости от 2 р и . [c.248]

В целях экономии легированных сталей большие колеса выполняют бандажированными. В этих случаях колесный центр делают литым из чугуна (например, из СЧ 15-32), реже — из стали бандаж (рис. 15.15, в) выполняют кованым или прокатанным из стали, марка которой определяется расчетом зубьев на прочность. При [c.237]

Расчет зубьев на прочность производится по формулам, приведенным в гл. 15 с учетом следующих особенностей. Зацепление каждой пары колес рассматривается отдельно например, для передачи на рис. 21.1, а внешнее зацепление — колеса 1—2, и внутреннее зацепление — колеса 2—3 (меньшему колесу каждой из этих передач будем приписывать индекс ш ). Момент, действующий на меньшее колесо, [c.343]

При работе чугуна по чугуну следует брать Vg по возможности менее 5 м сек, для бронзы по стали — менее 10 м/сек. Эти значения Vg пригодны только для хорошо приработавшихся колес и могут быть превышены в случае исключительно хорошего отвода тепла (масляного охлаждения) и высокого к. п. д. Для первоначального расчета зубьев на прочность можно приблизительно брать b t 2,5, так как b t колеблется между 2 и 3. [c.581]

Согласно данной методике выносливость зубчатых колес оценивают сравнением расчетных напряжений с пределами выносливости или по сроку службы. Кроме того, производят расчет зубьев на прочность. [c.188]

При определении расчетной нагрузки принимается во внимание также неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых колес, происходящее из-за деформации элементов передачи (валов, подшипников, зубчатых колес и др.) во время работы, а также вследствие отклонения размеров передачи от номинальных при ее изготовлении. Деформация элементов не всегда вызывает, а в некоторых случаях даже выравнивает неравномерность распределения нагрузки. Расчет зубьев на прочность производится с учетом концентрации нагрузки по ширине зубчатых колес. [c.94]

Колеса зубчатые конические — Проектный расчет 49 — Расчет зубьев на прочность 44—49 [c.601]

Расчет зубьев на прочность при изгибе. Расчет ведется по формулам (5.13) — (5.16), считая в них а= конц и- Напряжения [а ] являются в этом случае предельными величинами и определяются по табл. 5.20 для каждого из колес пары. [c.196]

При расчете зубьев на прочность определяются диаметры колес (1 и (1 или межосевое расстояние А =0,5 т + г,,), числа зубьев колес и г , модуль зацепления т и длина зубьев В. [c.217]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

При расчете тела зуба на прочность принимают, что вследствие неизбежных в реальной передаче расхождений Ад между величинами шагов зацепления шестерни и колеса рак вся нагрузка [c.294]

Расчет на прочность элементов червячных передач основан на тех же принципах, что и расчет косозубых передач. Расчет зубьев колеса закрытых силовых передач (со смазкой) ведется по контактным напряжениям-, расчет зуба на изгиб в этом случае является проверочным. Для открытых передач проверку зуба колеса проводят только на изгиб. [c.249]

Расчет механизма на прочность сводится к проверке на срез и смятие осей собачек и определению длины зуба колеса Ь. [c.284]

Для зубчатых колес с высокой твердостью поверхностей зубьев их размеры лимитируются прочностью зубьев на изгиб. В этом случае проектный расчет зубьев на изгиб сводится к определению среднего модуля по формуле [c.464]

Расчет зубьев на контактную прочность. Опытами установлено, что усталостное разрушение (осповидный износ) поверхности зубьев происходит в средней по высоте зуба зоне. Целью расчета является определение размеров колес, при которых расчетные контактные напряжения о в материале зубьев не превышают допускаемой величины [о ] . [c.176]

Расчет зубьев колеса на контактную прочность. Для расчета зубьев на контактную прочность в качестве исходной принимается формула Герца (10.3). Эта формула преобразовывается в соответствии с геометрическими особенностями червячного зацепления. Приближенно зацепление колеса G червяком в осевом сечении червяка можно рассматривать как зацепление косозубого колеса с зубчатой рейкой. При этом приведенный радиус кривизны р в точке контакта будет равен радиусу кривизны профиля зуба колеса р , так как для профиля червяка Р1 = со. [c.200]

Коэффициенты динамической нагрузки учитывают возникновение в зацеплении колес дополнительных динамических нагрузок. Зависят от окружной скорости колес, точности их изготовления и сборки, упругости зубьев и др. Влияние динамических нагрузок при расчете зубьев на контактную прочность и на изгиб [c.193]

Поскольку для получения шага 1 приходится длину делительной окружности делить на число зубьев г, то шаг t, рассчитанный по формуле (10), носит название окружного или торцевого шага зубчатого колеса. В дальнейшем мы познакомимся с другими шагами цилиндрических колес — шагом по нормали, основным, а при наличии винтовых зубьев — еще и с нормальным и осевым шагами. Так как модуль получается делением начального диаметра колеса на число зубьев, то его можно назвать диаметральным шагом. Значение модулей в машиностроении и приборостроении стандартизировано подобно стандартизации диаметров винтовых резьб Поэтому модули, полученные по формулам при расчете зацепления на прочность, должны быть округлены до стандартных их значений. [c.411]

Отсюда очевидно, почему для зубчатых колес редукторов характерны широкие венцы и большие значения отношения фт. Только в тех случаях, когда в редукторах применяют колеса, зубья которых после термической или химико-термической обработки получают высокую твердость рабочей поверхности (ЯВ 350), может оказаться, что размеры передачи, вообще лимитируются расчетом зубьев на изгиб, а не на контактную прочность. [c.156]

Основным расчетом зубьев зубчатых колес редукторов является расчет их на контактную прочность. После этого производится проверочный расчет зубьев на изгиб. [c.148]

Расчет зубьев на контактную прочность производится по тому зубчатому колесу, для которого [а ] имеет наименьшее значение. [c.151]

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]

Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета зубьев на изгиб (на усталость при изгибе). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому, что абразивное изнашивание поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее, чем выкрашивание поверхностных слоев при переменных контактных напряжениях. [c.160]

Расчет зубьев на изгиб. Нормальное усилие Рн, являющееся результатом взаимодействия зубьев колес нагруженной передачи, действует по направлению линии зацепления и может быть приложено в различных точках поверхности зуба. С точки зрения прочности на изгиб наиболее опасным является момент, когда нормальная сила приложена к вершине зуба. [c.427]

Размеры зубчатого зацепления закрытой передачи определяют из расчета на контактную прочность, а расчет зубьев на изгиб выполняется как проверочный. Сказанное в первую очередь относится к зубчатым колесам, подвергнутым нормализации или улучшению. После определения межосевого расстояния А выбирают модуль зацепления по эмпирическому соотношению [c.430]

Так как материал червяка обладает более высокими механическими качествами, чем материал колеса, то расчет ведется на прочность зубьев колеса. [c.327]

В редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса (22 > 80) может оказаться, что изгибная прочность недостаточна. В таком случае модуль зацепления определяют из проектировочного расчета зубьев на изгиб (при = 1,5) по формуле [c.63]

Расчет зубьев на прочность. В качестве материала для ведущей шестерни выбираем сталь 12Х2Н4А (ГОСТ 4543—61) с пределом прочности Ств =110 кГ/мм . Упрочнение поверхности зубьев — цементация с последующей контурной закалкой до твердости HR 56 (ГОСТ 8855—58). Твердость сердцевины HR 38 Ч- 40. Для ведомого колеса выбираем сталь 45ХН с временным сопротивлением а, = 100 кГ/мм . Упрочнение поверхности зубьев — закалка токами высокой частоты до твердости HR 45 — 52. [c.218]

Во время работы зубчатой передачи вследствие упругой деформации ее зубчатых колес, валов и подшипников, а также погрешностей при их изготовлении и сборке, нагрузка на зубья распределяется по их длине неравномерно. Кроме того, на зубья действует дополнительная динамическая нагрузка. Озответственно, в формулы для расчета зубьев на прочность вводят поправочные коэффициенты /Ск —к оэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев, и/Сд — коэффициент динамической нагруз-к и, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зубья. Коэффициенты Кк и Кд вводят в расчетные формулы умножением силы Q на эти коэффициенты. [c.241]

Пример S. Определить момент, который может передать закрытая прямозубая коническая передача (см. рис. 9.8, с) с межосевым углом 6j90° из расчета зубьев на контактную прочность и изгиб, если модуль =5 мм, число зубьев колес 2, =20, 22=40, частота вращения шестерни n = 540 об/мин, материал шестерни — сталь 50 Г нормализованная сгд = 688 Н/мм , НВ 210. . . 230. Материал колеса — сталь 45 нормализованная 0 = 549 Н/мм , НВ 180. . . 210. Передача нереверсивная. Режим работы передачи стационарный (нагрузка постоянная). Срок службы Lf = 10 000 ч. [c.211]

Выбор числа зубьев колес в планетарных передачах связан с 1<инематическим расчетом и предшествует расчету передачи на прочность. В зависимости от заданного передаточного отношения в соответствии с интервалами рациональных передаточных отношений по табл. 20.1 можно выбрать схему планетарной передачи тогда можно определить выражение передаточного отношения через числа зубьев колес. Например, для механизма по схеме 1 (табл. 20.1) [c.230]

Пропсрочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, чю материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев uj TepHM у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса. [c.200]

Так как заедание и изнашивание зубьев зависят от контактных напряжений, то оснотым критерием работоспособности и расчета червячных передач является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев колеса. При этом расчет зубьев на изгиб производится как проверочный. [c.252]

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]

Порядок расчета зубьев колес планетарной передачи на прочность зависит от задания на проектирование. Если диаметр "передачи не ограничен какими-либо условиями расчет следует начинать с определения межосевога расстояния из условия контактной прочности зубьев. [c.199]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...