Напряжения допускаемые для зубьев зубчатых передач

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]

При расчете зубьев конических зубчатых передач значения коэффициентов Z ,, 2м, К.Щ, Ур и Хрр в формулах (12.78)...(12.83) и допускаемых напряжений [а ] и [а ] можно принимать такими же, как и для зубьев цилиндрических передач. Коэффициенты динамической нагрузки Кд и для конических передач принимают, так же как и для цилиндрических зубчатых колес, по табл. 12.3 и 12.5, но выполненных менее точными на одну степень. Значение коэффициента формы зубьев У/- конических зубчатых колес принимают по эквивалентному числу зубьев (см. рис. 12.24). Эквивалентное прямозубое коническое колесо получается разверткой дополнительного конуса на плоскость (рис. 12.24,6). Из рисунка видно, что = //со5 5 или = тг/с05 5, откуда эквивалентное число зубьев [c.198]

Как уже отмечалось выше, по этим формулам нельзя определить истинные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев. Поэтому применять формулы (ПО), (112) и (113) для расчета зубчатых передач можно лишь при условии сопоставления полученных значений напряжений с допускаемыми напряжениями, которые определяются по тем же формулам, исходя из найденных опытным путем предельных нагрузок. [c.189]

При расчете определяют модуль передачи, исходя из усталостной прочности зубьев ремня по напряжениям сдвига. Для упрощения расчета целый ряд величин коэффициент ширины ремня 1 )р, коэффициент динамичности нагрузки допускаемое напряжение сдвига для зубьев ремня [Осд], допустимое число зубьев меньшего шкива и число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом го,— взяты в усредненном значении и объединены постоянным числовым коэффициентом. При принятых предпосылках модуль передачи зубчатым ремнем (мм) определяют по формуле [12] [c.26]

Для зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом при II варианте т. о. определяют расчетное допускаемое контактное напряжение [c.10]

Одноступенчатый цилиндрически зубчатый редуктор с передаточным числом i = 4,5 был рассчитан для передачи мощности на ведущем валу = 10 кет при угловой скорости вращения этого вала (Oi = 149 рад сек. Определить, какова будет допускаемая для передачи мощность [/Vil при одинаковых режимах работы и напряжениях в зубьях колес, если (Oj уменьшить в полтора раза. Как изменится при этом момент на ведомом валу. Построить график зависимости [N] и [Mj] от Ml. [c.163]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Передачи зубчатые конические — Допускаемые напряжения для зубьев колес 383, 384 [c.557]

Выбор марок материалов желательного сочетания для шестерни и колеса, а также величины допускаемых напряжений будут приведены ниже. Таким образом, расчетные формулы (18) и (19) на изгиб зубьев позволяют определить основной параметр открытой зубчатой передачи — модуль т. При пользовании формулами необходимо лишь правильно выбрать следующие величины [c.277]

Опытные работы, проведенные с зубчатыми колесами, показали, что развитие усталостных трещин начинается не на глубине, где действуют наибольшие напряжения, а по контактной поверхности зубьев. Положение с исследованием явлений усталостного разрушения таково, что пока нет оснований для рекомендаций надежных критериев прочности, отвечающих данному напряженному состоянию, однако формулы (44) — (46) с достаточной ясностью отражают физическую сущность и закономерность явлений усталостного разрушения. Следовательно, безразлично, какую формулу принять для расчета колес закрытых зубчатых передач, так как их различие состоит только в числовом расчетном коэффициенте необходимо лишь обеспечить правильный выбор допускаемых напряжений исходя из принятой формулы заметим также, что между нормальными и касательными напряжениями существует в данном случае простая линейная связь. При надобности в расчетах можно использовать зависимость, характеризующую переход от одного напряженного состояния к другому, где [c.302]

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач (см. гл. 1П) значения предельных допускаемых напряжений приведены в 4.4. [c.64]

Проверочный расчет (для передач, размеры которых известны или выбраны из конструктивных соображений). Известны нагрузка, размеры и материалы зубчатых колес требуется определить напряжения, с которыми работают зубья, и сравнить их с допускаемыми (а иногда по этим напряжениям выбрать материалы зубчатых колес или определить долговечность работы зубчатой передачи). [c.125]

Передаточное отношение не зависит от формы деформации гибкого колеса, а зависит только от разности диаметров колес или от значения w . Предельные значения определяются, с одной стороны, прочностью гибкого колеса, так как напряжения в нем пропорциональны Wo, а с другой стороны, технологическими отклонениями размеров диаметров гибкого и жесткого колес, так как гарантированная разность диаметров не может быть меньше максимальной положительной разности их допускаемых предельных отклонений. Для фрикционных волновых передач со стальными гибкими колесами допускают I min 60 по условию прочности, I max 1000 — по условию точности изготовления, у зубчатых волновых передач по схеме рис. 1.1 гибкие колеса имеют наружные, а жесткие колеса внутренние зубья. При этом в формулах (1.2) отношение диаметров заменяют отношением чисел зубьев 2 и получают [c.6]

Таблица П28. Допускаемые напряжения для зубьев при расчете зубчатых передач на выносливость

Переработаны и дополнены разделы о распределении нагрузки по длине зубьев и о расчете косых зубьев на излом. Приведены новые данные о возможности повышения допускаемых напряжений для расчета зубчатых колес. Дано понятие об оценке вероятности повреждения передач зацеплением при различных уровнях напряжений. Заново написаны разделы о расчете зубчатых колес на заедание и конических зубчатых колес с круговыми зубьями на прочность. [c.2]

Как можно видеть из предыдущего, выбор допускаемых напряжений в зависимости от принятой степени риска преждевременного выхода зубчатой передачи из строя в примитивной форме применяется, например, в методике фирмы Глисон для конических колес с круговыми зубьями (см. табл. 45 и 48). [c.322]

Пантюхин К. И. Выбор допускаемых напряжений для расчета зубьев на изгиб с учетом вероятности неразрушения и дисперсии. Проблемы качества и прочности зубчатых передач, сб. I НТО, Машпром, М., 1961. [c.480]

Определение допускаемых напряжений изгиба [о] , Н/мм . Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [а] -1 и [а]р2, которые определяются в следующем порядке [c.52]

Расчет гипоидных передач на контактную прочность зубьев и на изгиб зубьев производится по формулам для конических зубчатых колес. Материалы и допускаемые напряжения принимаются такие же, как для зубчатых передач. Для предупреждения заедания следует повышать чистоту поверхности зубьев и применять противозадирную смазку. [c.255]

Расчет зубчатых передач. В тихоходных зубчатых передачах кривошипных прессов максимальные нагрузки воспринимаются одними и теми же зубьями колеса. Это обстоятельство учтено при расчете допускаемой силы на ползуне кривошипного пресса по прочности тихоходной зубчатой передачи. Для быстроходных передач и шестерен тихоходной передачи каждый зуб периодически нагружается на всех фазах рабочего нагружения в течение цикла. Их расчет следует проводить на основе прямой оценки контактных и изгибных напряжений. [c.533]

Повышение изгибной выносливости и долговечности зубчатых передач вследствие поверхностного упрочнения переходной поверхности у ножки зуба широко используется в производстве приводов. Поверхностное упрочнение зубьев позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач примерно в 4-5 раз, тогда как за счет улучшения геометрии и качества сборки ее можно увеличить только в 1,5-2 раза. Вместе с тем пока еще отсутствуют инженерные методы оценки степени упрочнения и учета ее влияния на предел изгибной выносливости зубьев и долговечность зацепления В существующих методиках расчета зубчатых передач на прочность (ГОСТ 21354-84, СТ СЭВ 5744-86, РТМ 2 Н45-1) выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного максимального напряжения в опасном сечении на поверхности с допускаемым напряжением определяемому с учетом величины предела выносливости зубьев при изгибе расчетного коэффициента запаса прочности 5 , и уточняющих коэффициентов [c.105]

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]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям. Основными материалами являются термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач по контактной прочности пропорциональна квадрату твердости (см. 10.8). Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до значительной твердости. [c.160]

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]

На этом основании при тщательной приработке зубчатых колёс, если при расчёте надлежащим образом учтены динамическая нагрузка и влияние перекоса, можно повышать допускаемые контактные напряжения сдвига на 25 /о. а для цементованных зубьев — на 20%. Такое повышение R связано однако, с известным риском, а именно при больших твёрдостях зубьев > 250) долговечность работы зубчатых колёс в некоторых (правда, редких) случаях может оказаться в 3—4 раза меньше ожидаемой при малых же твёрдостях зубьев Шд < 250) может наступить повышенный и неравномерный по окружности и по профилю зуба (т. е. приводящий к шуму передачи) износ зубьев на глубину, прибли- [c.260]

Проверку расчетного контактного напряжения в зубьях ведут по большему колесу передачи, так как зубчатое колесо в большинстве случаев делается всегда из менее прочного материала, чем шестерня, и, следовательно, оно имеет меньшее значение допускаемого напряжения сдвига Тсп для поверхностного слоя прямозубых колес. [c.305]

С целью получения компактного привода конструктивные элементы реечных домкратов ограничены размерами. Плечо 6 приводной рукоятки принимают не свыше 250 мм при высоте оси ее вращения от уровня опорной поверхности домкрата 600 мм. Передаточные числа для каждой пары зубчатых колес назначают не свыше I 4—6 количество зубьев для малых шестерен в пределах 4—5. Эти шестерни делают заодно с валами из стали марки Ст. 5, сталь 45 или сталь 50 как правило, зубчатые колеса передачи цементируют и закаливают. При такой обработке допускаемые напряжения на изгиб принимают в пределах [о ]из= = 2000—2500 кГ/см [c.552]

Из контактно-гидродинамической теории следует, что контактная выносливость материала не постоянна, а зависит от факторов, влияющих на толщину масляной пленки между зубьями [114]. К этим факторам относятся окружная скорость и вязкость масла, а также тепловая напряженность в контакте, которую А. И. Петрусевич оценивает по запасу надежности против заедания (см. гл. VII). С увеличением размеров зубчатой передачи условия отвода тепла, образующегося в контакте, ухудшаются и предел контактной выносливости снижается. Это обстоятельство, отмеченное А. И. Петрусевичем [114], подтверждается практикой эксплуатации крупных зубчатых передач. Этот масштабный фактор пока еще не нашел отражения в расчетных методиках. Тем не менее при проектировании крупных зубчатых передач его следует иметь в виду, поскольку фигурирующие в справочной литературе допускаемые контактные напряжения получены из экспериментов с небольшими зубчатыми колесами и для крупных зубчатых передач являются завышенными. [c.188]

Приведенные в табл. 37 значения [а даны для закрытых зубчатых передач, работающих с чистой смазкой при числе циклов Мцок. при разности в твердости поверхности и сердцевины для азотированных и цианированных зубьев, соответственно равной или большей 40 и 25%, чтобы избежать возникновения глубинных усталостных трещин под тонким упрочненным слоем, допускаемые контактные напряжения рекомендуется определять по твердости сердцевины зуба. В табл. 37 отвечающие этому случаю твердости сердцевины и базовые числа циклов напряжений помечены звездочкой HR и Л/ ). [c.304]

Если для рассчитываемого зубчатого колеса Nn > 10 , то при твёрдости этого колеса Яд <350 следует принимать Л ц=10". При работе мягкого или среднетвёрдого Hq <250) колеса с шестерней, зубья которой закале.ны с поверхности, допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса в притёртых передачах можно повысить на 250/ При Нд > 350 [14]. [c.260]

При расчёте зубчатых передач, имеющих шестерни с малым числом зубьев (2щ < 25 при > 20°, /о < 1, 6ц, > " и > 0) или с отрицательным коэфициентом коррекции при > 350 необходимо производить проверку наибольших по профилю зуба контактных напряжений, которые не должны превышать бэлее чем на 4 /О/д допускаемые (для зоны, близкой к полюсной линии) контактные напряжения (колеса—для ножки колеса и шестерни — для ножки шестерни). Эта проверка может производиться по следующим формулам . [c.261]

П и 1г т ю А Р1 н 1 . II. Выбор допускаемых напряжений для расчета. зубьев на изгиб с учетом вероятности неразрушения и дисперсии. Сб. Проблемы качества и прочности зубчатых передач . НТО Машпром, ЦБТИ Госкомитета Совета Министров СССР по автомати.задии и машиностроению. М., 1961. [c.234]

Находим по таблице коэффициент формы зуба для первого колеса у=0,092. Принимаем отношение г = 8, допускаемое напряжение для Ч5 гунного колеса при спокойной нагрузке с перерывами [а]=4 кПсж-. Тогда модуль зубчатой передачи составит [c.189]

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [0]н из полученных для шестерни [а]н1 и колеса [а]н2- Исключение составляют зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВхср—НВаср 70 и НВ ср 350. В этом случае передачи рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению [c.83]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб и стойкость поверхноствых слоев зубьев. Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали. Реже для зубчатых колес применяют чугуны и пластмассы. Выбирают марки сталей и назначают термическую обработку в соответствии со следующими положениями. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач, по контактной прочности, пропорциональна квадрату твердости (см. расчет зубчатых передач на контактную прочность). Между тем масштабный фактор и концентрация напряжений, ввиду относительно небольших размеров сечений зубьев, прямоугольной формы сечений и наличия выкружек, сказываются на прочности зубьев меньше, чем, например, на прочности валов и других деталей. [c.254]

Расчет поверхностных слоев зубьев открытых зубчатых передач следовало бы производить на сопротивление заеданию и долговечность по износу. При значительных скоростях допускаемые контактные напряжения в открытых передачах во много раз меньше, чем в закрытых, и с такими скоростями открытые передачи, как правило, не работают. При весьма низких скоростях, характерных для открытых нередач, допускаемые контактные напряжения не должны быть во избежание ускоренного износа выше, чем для закрытых, хотя в открытых передачах отпадает опасность усталостного выкрашивания, что связано с отсутствием расклинивания трещин маслом и со стиранием поврежденных тонких поверхностных слоев. [c.269]

В зубчатых передачах, работающих с постоянной нагрузкой, но с частыми пусками или с кратковременными перегрузками в период работы на пусковом режиме или с пиковой нагрузкой, происходит удаление металла с рабочих поверхностей зубьев от натира — заедания в мягкой форме. Натир, вызванный повышением нагрузки при пуске и разрушающий несущую масляную пленку в месте контакта зубьев, отдаляет появление усталостных трещин. Для подобных передач допускаемое напряжение [0°] можно повысить на 5—10% против значений, приведенных в табл. 37 (на больший процент для передач больших размеров и более мягких материалов). Эта рекомендация не относится к передачам, работающим с переменной или условно-переменной нагрузкой. Повышение для таких передач базируется на опытных данных и наряду с упрочнением (тренировкой) материала отражает также натир при пиковых нагрузках. [c.304]

Допускаемые напряжения. При расчете на контактную усталость донуосаемые напряжения принимают, исходя из твердости рабочих поверхностей зубьев. При этом различают две группы стальных зубчатых колес а) нарезаемые после окончательной термообработки и б) нарезаемые до окончательной термообработки. Предельная твердость для зубчатых передач первой группы НВ< 350. Обычно твердость находится в пределах НВ 160—280, Прн выборе материала для передач этой группы назначают для шестерен материал с более высокими механическими свойствами, чем для колес, так как шестерни испытывают большее число нагрулсений (оборотов). Рекомендуется назначать для шестерни твердость зубьев иа НВ 20—50 больше, чем для колеса. [c.177]

Подробный анализ существующих взглядов по вопросу использования зависимости (2) в том случае, когда твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса неодинаковы (ЯВ —НВ О), дан в работе [3 ] и в данной статье ввиду ограниченных ее размеров не дается. Здесь лишь укажем, что в зубчатых передачах с изменением твердости одного из колес происходит изменение и допустимых контактных нагрузок. Поэтому выражение (2) для допускаемого момента на шестерне справедливо только для косозубых равнотвердых передач, когда их нагрузочная способность определяется допускаемыми напряжениями [ст . ] для ножек зубьев колеса и шестерни. [c.301]

Рассчитать зацепление на прочность. Зубья колес планетарных передач рассчитывают на контактную прочность и изгиб, как и в случае обычных зубчатых передач при этом следует выдержать все рекомендуемые соотношения. Но, определяя дбпускаемые напряжения для материалов колес, учитывают, что зубья центральных колес за один оборот нагружаются с раз и работают одной стороной, а зубья сателлитов, входящие в зацепление с солнечным колесом и коронкой, работают обеими поверхностями, но каждая рабочая поверхность нагружается один раз за один оборот сателлита. Следовательно, при постоянной нагрузке напряжения изгиба в зубьях центральных колес изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу, а в зубьях сателлитов — по симметричному циклу, что должно быть учтено при выборе допускаемых напряжений изгиба (см. 10). При реверсивной нагрузке напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу как в зубьях сателлитов, так и в зубьях центральных колес. [c.78]

В модели ZA P N на каждом шаге интегрирования по формуле (3.38) определяются напряжения изгиба зубьев Gh шестерни и колеса, а по формуле (3.39) -контактные напряжения Они вычисляются как расчетные переменные и выводятся в виде графиков с помощью универсальных индикаторов. Прочность зубчатых передач может быть рассчитана по максимальным напряжениям в цикле работы пресса. В этом случае фактическая прочность передачи будет завышена против расчетной, поскольку не учитывается работа передачи с пониженными нагрузками. Получаемые графики изменения напряжений в течение цикла работы пресса позволяют рассчитать эквивалентные изгибные и контактные напряжения, используя подход, изложенный в 3.7. Использование в расчете эквивалентных напряжений позволяет избежать завышения фактической прочности. Для оценки прочности зубчатых передач по формуле (3.37) определяются приведенные напряжения а , которые должны быть меньше допускаемых а 1 (см. 3.6). Контактные напряжения должны быть меньше соответствующих [c.533]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...