Колеса Допускаемые напряжени

МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ [c.288]

Конструкция и материал зубчатых колес. Допускаемые напряжения [c.168]

Для зубьев бронзовых червячных колес допускаемое напряжение на изгиб [а ] можно определять по формулам [c.200]

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]

Коэффициент концентрации нагрузки вычисляют по формуле (15.14), заменив d на d . Коэффициент динамической нагрузки выбирают по табл. 15.2 или 15.9. При определении окружной скорости расчет ведут также по среднему диаметру конических колес. Допускаемые напряжения принимают согласно рекомендациям на стр. 248. [c.266]

Допускаемые напряжения изгиба. Для зубьев червячного колеса допускаемые напряжения определяют по формулам (15.32) и (15.33). [c.293]

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

Л арка и состояние Материал ходового колеса Допускаемые напряжения местного смятия в кг/сл [c.65]

Когда оба колеса с прямыми зубьями, принимают меньшее из двух напряжений для шестерни [ст] или для колеса [ст J При косых зубьях также принято одно для обоих колес допускаемое напряжение [c.277]

Для чугунных зубчатых колес допускаемое напряжение на изгиб можно принимать равным [c.106]

Для косозубых колес допускаемые напряжение на изгиб принимаются на 20—35% больше, чем в прямозубых передачах. [c.106]

Наконец, для чугунных колес допускаемое напряжение может быть определено как [c.110]

Модуль передачи. Коэффициент / ,.11=1, так как колеса полностью прирабатываются (И вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент Еу.. = 0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [а],. = 294 Н/мм" (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем [c.52]

Напряжения изгиба зубьев колеса допускаемых. Продолжим расчет. [c.54]

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [а]л и колеса с5]р2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки [c.14]

Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса [c.32]

Для прямозубых передач, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за расчетное принимается меньшее из двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [a ]i и колеса [c.145]

Допускаемые напряжения изгиба. По табл. 8.9 для колес обеих ступеней Ofo= 1,8-240 = 432 МПа для шестерни первой ступени Ора= 12-28-1-300 = 636 МПа для шестерни второй ступени о/го = 1,8-270 = 486 МПа. [c.153]

Расчет выполняется для того из колес шры, у которого меньше допускаемое напряжение оцр. Определение коэффициентов Zh, Zm, Ze изложено на с, 109, Удельная расчетная окружная сила (Н/мм) [c.111]

Расчет выполняется д.пя того из колес naf ы, у которого меньше допускаемое напряжение. Коэффициенты Z t, Z , Zg определяются следующим образом [c.127]

Для косозубых некорригированных колес с неодинаковой твердостью материала шестерни и колеса допускаемое напряжение можно выбирать а)н = 0,5(оя1 + Ояа) где [а]н1 и [oljjg — допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса. При этом [а]н не должно быть больше 1,25 [о]н2 и г <20 м/с. [c.290]

При высоком перепаде твердостей рекомендуется принимать НКСг = 45 50 НВ2 = 269 302. Если коэффициент долговечности Кид < 1, то при НВх > НВ2 лимитирует колесо если НВ1 < НВ2 /и, то лимитирует шестерня. При одинаковых твердостях шестерни и колеса допускаемое напряжение для прямозубых и косозубых передач определяют по формуле (4.21). [c.89]

Принимаем [т] = 250 кПсм (см. стр. 113). Для обеспечения высокой жесткости вала, что особенно важно при принятой сравнительно большой ширине колес, допускаемое напряжение выбрано наименьшее из рекомендуемых [c.318]

Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые котакшые напряжения и напряжения изгиба огделыю для колеса и [а],, и шестерни [о],л и [о],.,. [c.13]

И,, для колес с прямыми зубьями - для колес с круговыми зубьями). Допускаемое напряжение [а] подставляют мепыпес из [<т],, и [<т], 2. [c.21]

Допускаемое напряжение [о] н для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни (а]н1 и колеса (а]н2-Для цилиндрических и конических передач с непрямьши зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить до значения [c.14]

Значения расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение [од] — см. ниже (чаще это бьшает колесо, а не шестерня). [c.115]

Допускаемые, напряжения при кратковременной перегрузке — табл. 8.9. Продельные контактные напряження для колес обеих ступеней [a ]max = 2,8 От = = 2,8-550 = 1540 МПа для шестерни второй ступени =2,8-700 = 1960 МПа, [c.153]

Решение. По рекомендации 8.9 принимаем для коныческой пары 1 = 4. Материалы и термообряботку колеса и шестерни сохраняем. При этом сохраняются и допускаемые напряжения [Оя1 = = 625 МПа, [0/=-,] =363 МПа, [ар ] = =246 МПа. [c.156]

Определить катет сварных швов прикрепления диска сварного зубчатого колеса к ступице (см. рис. 4.18). Основное допускаемое напряжение на растяжение для материала диска (сталь Ст. 3) (а]р = 160 Мн м . Сварка выполнена вручную электродами Э42А. Колесо передает мощность N = 180 тп при п = 115 о61мин й ,, = 830 мм = 225 мм-, d — 140 мм = 730 мм. При расчете принять, что момент, передаваемый колесом, изменяется по пульсирующему циклу. [c.52]

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 ось барабана (рис. 12.6) электрической лебедки. Максимальное натяжение каната Q = 20 кн, окружное усилие на зубчатом колесе Р = 11,7 кн, радиальное Т = 4,25 кн. Допускаемое напряжение изгиба [ст для оси из стали Ст. 4 принять равным 80 Mnju . Остальные данные указаны на чертеже. [c.201]

Венец червячного колеса скреплен с колесным центром тремя чистыми болтами с резьбой М14, поставленными в отверстия из-под развертки (рис. 16.1). Центры болтов расположены на окружности диаметра = 430 мм, диаметр отверстия = 15 мм. Определить напряжения среза в болтах. Зубья червячного колеса рассчитаны на контактную прочность при допускаемом напряжении [а] = 220 УИн/ж число зубьев колеса = 52 модуль зацепления rtis = 10 мм червяк двухзаходный с отношением диаметра делительного цилиндра к модулю q = 8. Коэффициент нагрузки принят равным единице. [c.259]

Определить напряжения смятия в шпоночном соединении (по ГОСТ 8788—58, исполнение I) выходного конца вала червячного колеса с муфтой (см. рис. 16.1). Муфта на чертеже не показана. Диаметр вала = 75 мм длина шпонки /, = ПО мм. В соединении установлены две шпонки под углом 180° одна к другой. Зубья червячного колеса рассчитаны на контактную прочность с допускаемым напряжением [а] = 200 MhIm" . Число зубьев колеса [c.259]

П31. Механические характеристики, основные допускаемые контактные напряжения ([ ) и основные допускаемые напряжения изгиба ([сГо1и и [ t i1h) для материалов червячных колес [c.316]

Для длительно работающих передач (JVh >Л///о) принимается Khl 1- Максимальные контактные напря кения в точках площадки контакта зубьев щестерни и колеса одина овы, а допускаемые напряжения различны. В качестве расчетногс Оцр для косозубых ко-лео с небольшой разностью твердостей not грхпостей зубьев и для прямозубых колес принимается меньше значение (чаще всего колеса). [c.133]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...