Р Расчет на контактную прочность

Практически при расчетах на контактную прочность определяют давление в центре контактной поверхности и сравнивают его с допускаемым напряжением [р]. Величина допускаемого напряжения назначается государственными нормами. [c.363]

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]

Расчет зубьев колеса на контактную прочность. Расчет на контактную прочность основывается на тех же предпосылках, что и расчет зубчатых передач. Учитывая, что радиус кривизны профиля витка в нормальном сечении р 7 02, после упрощений формулы (3.56) получим следующее выражение для контактного напряжения [c.319]

Подставив р р и д жз формул (6.22) и (6.23) в выражение (1.23), получим формулу проверочного расчета на контактную прочность конических фрикционных передач [c.185]

Р,пях — расчетная нагрузка, по отношению к которой определяется кд принимается ио рекомендациям, приведенным в соответствующих главах т — показатель степени усталостной кривой при расчете на изгибную прочность т 9 при расчете на контактную прочность т, 3. [c.16]

Приведенный радиус р кривизны профилей, используемый при расчетах на контактную прочность [c.60]

Расчет зубьев зацепления М. Л Новикова на контактную прочность производят по формулам, аналогичным расчетным формулам на контактную прочность зубьев эвольвентного зацепления (см. 56), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления М. Л. Новикова по контактной прочности при г , = 124-25 принимают в 1,75ч-2 раза больше, чем для эвольвентных косых зубьев. Соответственно этому расчет на контактную прочность зубьев стальных зубчатых колес цилиндрических передач с зацеплением М. Л. Новикова производят по формулам п р о е к т н ы й [c.264]

Расчетная нагрузка. Так как зубья колес передачи в различных фазах зацепления подвергаются воздействию нагрузки различной величины (см. стр. 222), то при расчете зубьев необходимо использовать нагрузку, которая вызывает наибольшее опасное напряжение. При расчете на контактную прочность необходимо принимать нагрузку, действующую в зоне, где возникает выкрашивание — вблизи полюсной линии. При расчете на предупреждение заедания или износа следует принимать нагрузку, действующую у вершины и на ножке зубьев. При расчете зубьев на излом необходимо учитывать нагрузку, которая, действуя на соответствующем плече, вызывает наибольшие напряжения изгиба в опасном сечении зуба нагрузку Рп1 у вершины, действующую на большем плече, или большую нагрузку Р , действующую на меньшем плече (см. рис. 15.6). [c.241]

Расчет межосевого расстояния и модуля зацепления по контактным напряжениям сдвига производится на основе того, что червячное колесо рассматривается как цилиндрическое косозубое с углом р наклона зубьев к образующей делительного цилиндра, равным углу А подъема винтовой линии на делительном цилиндре червяка, т. е. р = А. Поэтому в основу расчета на контактную прочность при сдвиге зубьев червячных колес кладется также формула (13). Но так как в червячной передаче влияние сил трения (между зубьями колеса и витками червяка) на величину расчетных контактных напряжений сказывается в большей степени, чем это имеет место в цилиндрических и конических передачах, то в формуле (13) вместо коэффициента 0,128 принимают коэффициент 0,145, т. е. [c.60]

Указанным коэффициентам приписывают индекс И при расчете на контактную прочность и индекс Р при расчете на прочность при изгибе. [c.133]

При расчете червячной передачи на контактную прочность, учитывая, что радиус кривизны профиля червяка р = сс, после упрощений для стального червяка ( = 2,15- 10 МПа) и бронзовых зубьев колеса ( , = (0,885. .. 1,13) 10 МПа) получают приведенный модуль упругости " = 1,3 10 МПа. Выражение для контактного напряжения принимает вид [c.249]

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]

Аналогичный расчет для конических колес с круговыми зубьями основывается на формулах (3.4) и (3.6). Рекомендуют принимать средний угол наклона зуба Р = 35° (рис. 3.5). При этом коэффициент, учитывающий формулу сопряженных поверхностей зубьев, = 1,59. Коэффициент можно принять таким же, как и для цилиндрических косозубых колес, т. е. ZE = 0,8. Тогда для проверочного расчета стальных конических колес с круговыми зубьями на контактную прочность формула будет иметь вид [c.48]

Полученные формулы (37) и (38) широко применяют и в случае расчетов соприкасающихся цилиндров конечной длины, например, при расчете зубьев цилиндрических зубчатых колес на контактную прочность. Затруднения возникают при определении сближения цилиндров. Действительно, предельный переход в общей формуле (30) приводит к заключению, что сближение обращается в бесконечность. Это объясняется тем, что предельный переход соответствует рассмотрению двух цилиндров неограниченной длины (а = оо), находящихся под действием бесконечно большой нагрузки Р = 2да. [c.391]

Условные обозначения видов расчета Н — на контактную прочность Р — на прочность при изгибе а — ва предотвращение заедания. [c.137]

Расчет зубьев на контактную прочность. В формулу (2.30) необходимо подставить значение приведенного радиуса кривизны профилей в нормальном сечении. Радиус кривизны в этом сечении (рис. 15.24) согласно зависимости из дифференциальной геометрии связан с радиусом кривизны в торцовом сечении формулой р = = р/соз Ро. На основании этого с учетом выражения (15.16) [c.260]

Расчеты на контактную и изгибную прочность при длительной )аботе выполняются по допускаемым напряжениям соответственно о1н и [а]р. Эти напряжения определяют зависимостями, взятыми из ОСТ 21354—75, но без ряда коэ ициентов в большинстве случаев равных или близких к единице. [c.82]

В этих формулах / = Отш/с тах —коэффициент концентрации напряжений (А = 2 для поперечных отверстий, мест посадки деталей на вал, шпоночных и шлицевых канавок = 2,5 для сварных элементов) Р — коэффициент чувствительности материала (для углеродистых сталей Р 0,2 для легированных (5 лг 0,3) Аб — базовое число циклов нагружения (Лб = Ю ) А — число циклов за расчетный срок службы т — показатель степени кривой выносливости (т = 8- 9 для механических деталей т= 4-Ьб для-металлоконструкций и корпусов захватов т = 3 для деталей, рассчитываемых на контактную прочность). Методика определения эквивалентной нагрузки при расчете элементов грузозахватных устройств на выносливость изложена в [8, с. 17]. [c.55]

Расчет передач Новикова на контактную прочность проводят на основе формул Герца с некоторыми поправками [7]. Это связано со сложной формой площадок контакта и с малой длиной контактных линий, а следовательно, с -большим влиянием на несущую способность боковых утечек масла. Используют экспериментальную зависимость несущая способность передач при сохранении постоянными всех других параметров обратно пропорциональна sin р. Вводят масштабный фактор, принимая, что несущая способность пропорциональна не квадрату линейных размеров, как следует из формул Герца для начального контакта по линии, а размеру в степени 1,9. [c.314]

Экспериментальные исследования показали, что значение коэффициентов трения на контактной поверхности зависит от многих факторов способа сборки, удельного давления р, шероховатости поверхности, рода смазки поверхностей, применяемой при запрессовке деталей, скорости запрессовки и пр. Поэтому точное значение коэффициента трения может быть определено только испытаниями при заданных конкретных условиях . В приближенных расчетах прочности соединения стальных и чугунных деталей принимают [c.87]

Радиусы кривизны профилей зубьев. Нужные для расчетов на прочность радиусы в сечении, перпендикулярном контактной линии, определяются по известной из дифференциальной геометрии теореме Менье () = ()// os р, где Р( = г sin — радиус кривизны в торцовом сечении r = du,/ — радиус начальной окружности. Учитывая, что d . = d os ai/ /со5(Х(ш, окончательно получаем [c.168]

Расчет на прочность соединений с натягом. Прочность соединений зависит от натяга, который принимают в соответствии с выбранной посадкой. Значение натяга и соответственно посадка соединения с натягом определяются в зависимости от требуемого контактного давления р на посадочной поверхности [c.58]

В общем перечне критериев профиля не все они равноценны. Прежде всего, конструируя высшую пару, следует обеспечить статическую контактную прочность ее элементов. При заданной индикаторной диаграмме нагруженности исполнительного органа на основе допустимой величины контактного напряжения не представляет затруднений подобрать технологические и конструктивные параметры высшей пары по формуле Герца. Этим расчетом определяются наименьший допустимый радиус кривизны действительного профиля кулачка р , радиус ролика Гр и его эффективная ширина Ь. С другой стороны, наименьшее значение радиуса кривизны профиля кулачка определяется заданной функцией 5 (ф) или р (ф), выбранной схемой механизма и его метрическими параметрами. Таким образом, появляется возможность определения наименьшего радиуса кулачка Гр. [c.115]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

Экспериментальные исследования показали, что значение коэффициентов трения на контактной поверхности зависит от многих факторов способа сборки, удельного давления р, шероховатости поверхности, рода смазки поверхностей, применяемой при запрессовке деталей, скорости запрессовки, наличия гальванических покрытий и пр. Поэтому точное значение коэффициента трения может быть определено только испытаниями при заданных конкретных условиях. В приближенных расчетах прочности соединения стальных и чугунных деталей при сборке нагревом рекомендуют /=0,18 — при чистовом точении /=0,32 — для оцинкованных и азотированных поверхностей /=0,4 — для оксидированных поверхностей /=0,48 — при использовании абразивных микропорошков. В случаях сборки запрессовкой приведенные выше величины коэффициентов трения уменьшают в 1,8...2 раза. При сборке охлаждением — увеличивают на 10%. [c.108]

Расчеты как на статическую контактную прочность, так и на контактную выносливость, очевидно, связаны с необходимостью выяснения зависимостей между нагрузками, действующими на контактирующие тела, характеристиками материала тел, геометрией их поверхностей и возникающими напряжениями. Р [c.435]

Если опорный узел предназначен для работы в условиях граничного трения, расчет на прочность производится по контактным напряжениям сжатия либо на ограничение условного удельного давления р и на предупреждение заедания по условному критерию pv (стр. 454). [c.440]

Для шесгерни НЯС,,р = 0,5(45 + 50) = 47,5 или НВ р = 450 (см. с. 13). База испытаний при расчете на контактную прочность (2.2) [c.51]

Кроме TOIO, у коэффициентов, относящихся к расчетам на контактную прочность, предусматривается индекс // (в честь автора расчетов контактных напряжений Н. Hertz), а у коэффициентов к расчетам на изгиб — индекс F (от слова ножка на английском и немецком языках). Эти индексы пишутся первыми, например /(//р и /(/.р. [c.177]

Согласно теории Герца максимальные нормальные напряженш действуют в центре площадки контакта и равны по абсолютной величине максимальным давлениям р . Эти напряжения называют "герцевскими" и обозначают символом < н - = ро- Максимальным контактным напряжениям приписывают индекс Н по первой букве фамилии Герца (Hertz). По герцевским напряжениям Он, МПа, выполняют расчеты на контактную прочность шариковых подшипников качения и др. [c.170]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

Расчет зубьев на изгиб, как и расчет на контактную прочность, производят с учето.м ряда факторов, влияющих на сопротивление усталости зубьев при изгибе и выражаемых различными коэффициентами теоретическим коэффициентом концентрации напряжения в расчетном сечении зуба коэффициентом р формы зуба коэффициентом учитывающим перекрытие зубьев коэ( ициентом Ур наклона зубьев коэффициентом распределения нагрузки между зубьями (см. [c.190]

УтпВКи где К и Л ии — коэффициенты нагрузки и нагрузочной способности принимаются такими же, как и при расчете на контактную прочность Р — окружное усилие передачи Шп — нормальный модуль зацепления В — ширина зубчатого венца У — коэффициент, учитывающий форму зуба, определяется в зависимости ог действительного числа зубьев для прямозубых передач и приведенного (эквивалентного) гир для косозубых и шевронных передач (2пр=г/соз Р). а также в зависимости от коэффициента смещения производящего контура (для корригированных зубьев). В табл. 111-91 приведены значения этого коэффициента для передач с углом зацепления 20° и при /о=Й1/тп=1. [c.176]

Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки. Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Гпик- Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки А пер = Рпт/Р> где Т= —максимальный из длительно действующих (номинальный) момент (см. рис. 2.2). [c.36]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Подставим в формулу (б) вместо q,,, Е и р р их значения из равенств (в), (г) и (д) с учетом формул (385), (182м), (357), (358), (264), (366) и того, что а = 20°, а os X 0,95 (обычно угол Я = 4+26°, так что os Я= 0,99+0,9). После соответствующего преобразования получим следующие формулы для расчета зубьев червячных колес на контактную прочность для проектного расчета [c.308]

Подставив в формулу (б) значения q , Е и р р из равенств (в), (13.36) и (г) с учетом формул (13.34), (13.6), (13.7), (12.56) и значений а = 20°, а osy 0,95 (обычно угол у = 4...26°, и следовательно, osy = 0,99...0,9), после преобразования получим следующие формулы для расчета зубьев червячных колес на контактную прочность для проектировочного расчета [c.237]

При проектном расчете главного параметра на контактную прочность желательно получить его величину в предполагаемом диапазоне, что обеспечит достаточный критерий технического уровня редуктора у. Для достижения этого можно при необходимости варьировать средней твердостью НВ р материала колеса с менее прочным зубом (см. 3.1, п. 2, в), так как установлено, что существует статистическая зависимость уНВер = onst. При небольших значениях момента Tj возможно [c.57]

Передача А (см. рнс. 1.3, а). Размеры зубчатых колес определяют из расчета зубьев на контактную прочность к значительно реже — из расчетов зубьев на изгиб. Диаметры зубчатых колес передач, предназначенных для многочасовой ежедневной работы, найденные из условия обеспечения требуемой работоспособности подшипников сателлитов, когут превысить диаметры, полученные из условия прочности зубьев. Эта возможность увеличивается с ростом твердости активных поверхностей зубьев и угловой скорости, а также с уменьшением параметра р = гь а- [c.114]

Вероятностные методы расчета на изгиб и контактную прочность цилиндрических зубчатых колес станков при действии переменных нагрузок разработаны Д. Н. Решетовым и Р. М. Петру-севичем. [c.221]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...