Прочность зубьев зубчатых передач

При применении непрямозубых колес повышается плавность, достигается бесшумная работа и увеличивается нагрузочная способность (прочность) зубьев зубчатых передач. [c.168]

Если необходимо увеличить прочность зуба, зубчатые передачи изготовляют резцами максимально возможного радиуса. Чем больше радиус резца, тем больше металла остается во впадине зуба. Поэтому в каждом случае необходимо проверять отсутствие касания вершины зуба сопряженного колеса о радиус галтели. [c.47]

Если прочность зуба зубчатой передачи не является лимитирующим фактором, то радиус закругления резцов принимают стандартным из табл. 21. [c.47]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам обыкновенных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис. 12.1, необходимо рассчитать внешнее зацепление колес У и 2 и внутреннее — колес 2 и <5. Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление. [c.185]

Расчет на прочность и долговечность зубьев зубчатых передач с эвольвентным зацеплением [c.804]

Расчет на прочность конических зубчатых передач строят как расчет цилиндрической зубчатой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами, d 2 в среднем сечении по длине зуба (см. рис. 11.24). [c.285]

МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО РАСЧЕТУ НА ПРОЧНОСТЬ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НОВИКОВА ПРИ ТВЕРДОСТИ ЗУБЬЕВ НВ < 320 (МР 24—81) [c.92]

Расчет на прочность зубьев зубчатых колес планетарных передач производится так же, как и расчет зубьев обыкновенных зубчатых передач. [c.270]

Коэффициент перекрытия является одним из основных факторов, характеризующих конструкцию зубчатых колес. Он определяет продолжительность зацепления зубьев, т. е. число пар зубьев шестерни и колеса, одновременно находящихся в зацеплении. С увеличением коэффициента перекрытия возрастает плавность и прочность зубьев цилиндрической передачи. У цилиндри- [c.30]

Для геометрического расчета и построения профилей нормальных цилиндрических зубчатых колес достаточно задать передаточное отношение и модуль т , значение которого определяется из условий прочности зуба при передаче мощности. ------------------------ [c.241]

Для расчета на прочность храпового зуба при изгибе необходимо знать расчетную нагрузку Р, которую принято по аналогии с расчетом зубьев зубчатых передач и шлицевых соединений определять с учетом концентрации и динамичности внешней нагрузки [c.87]

В проектируемых приводах открытые передачи зацеплением являются второй ступенью. К ним относятся зубчатые (цилиндрические и конические) передачи и цепные передачи однорядной роликовой цепью по ГОСТ 13568—75 (табл. К32). Расчет передач зацеплением приводится в два этапа первый—проектный с целью определения геометрических параметров передачи второй—проверочный расчет зубьев зубчатых передач на выносливость по контактным и изгибным напряжениям и цепи цепной передачи на прочность и износостойкость (рис. 4.1, 4.3, 5.5). [c.89]

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]

Точность определения пределов изгибной выносливости поверхностно-упрочненных зубьев по зависимостям (5.4) и (5.6) существенно зависит от точности определения параметров, входящих в эти уравнения, в частности, глубины слоя к в зоне повышенной напряженности зуба колеса. Стандарты по расчету на прочность цилиндрических зубчатых передач (ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 и др.) [c.108]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

Для сохранения единообразия в написании расчетных формул при расчете зубчатых передач на прочность рекомендуется число зубьев большего колеса обозначать 22, меньшего zi, а название рассчитываемой пары зубчатых колес выносить в заголовок. [c.162]

Кроме прочности зубьев, долл на быть проверена усталостная выносливость оболочки гибкого колеса. Решающее влияние на прочность оказывают нормальные напряжения от изгиба деформируемой цилиндрической оболочки гибкого колеса в зоне зубчатого венца и касательные напряжения, связанные с деформацией гибкого зубчатого колеса при передаче момента Т. [c.198]

Обычно на шестерне принимают х > О, что приводит к увеличению ширины ножки зуба, т. е. повышает прочность его за счет колеса. При этом несколько увеличивается коэффициент перекрытия зубчатой передачи. [c.278]

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]

Шестерню изготовляют с положительным смещением хС>0, а колесо — с отрицательным Ха<0, но так, что х =х или суммарный коэффициент смещения Х2=Хх+Х2=0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при хе—О делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяется также межосевое расстояние и высота зуба Л, но изменяется соотношение высоты головки и ножки. Такой вид смещения позволяет получить примерно равную прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб и существенно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу. [c.340]

Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса. Этот расчет должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. По аналогии с расчетом зубчатых передач наибольшее контактное напряжение определяют по формуле (3.2). Расчетная нагрузка на единицу длины контактной линии [c.387]

Интенсивность выхода из строя зубчатых колес зависит, в первую очередь, от значений напряжений, возникающих в зубьях. Эти напряжения зависят, с одной стороны, от прикладываемых нагрузок, а с другой — от геометрических колес и зубьев. Для обеспечения необходимого срока службы зубчатых передач надо рассчитать параметры зубчатой передачи так, чтобы они обеспечивали достаточную контактную прочность и прочность на изгиб. Методы расчета на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач с модулем т 1 мм стандартизован (ГОСТ 21354—75)." Стандартом предусмотрены следующие виды расчетов [c.200]

По диаметру d , задаваясь минимально допустимым числом зубьев г,, можно определить модуль передачи /и = rii os р/г,, где р = 8. .. 18° — угол наклона зубьев по делительному цилиндру. Модуль можно также определить предварительно по эмпирической формуле т = (0,01. .. 0,02) а . После этого выполняют проверочный расчет на прочность зубчатой передачи с выбранными размерными параметрами. [c.206]

Примером непротиворечивых выходных параметров являются изгибная и контактная прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. гл. 12). При увеличении внутренних параметров — коэффициентов смещений и определяющих геометрические характеристики торцевых сечений зубьев, увеличивается толщина основания зуба и радиус кривизны боковой поверхности, что способствует увеличению как изгибной, так и контактной прочности зубьев. Однако при увеличении коэффициентов смещения снижается коэффициент перекрытия передачи, определяющий плавность пересопряжения. В подобных разобранным случаям проектируемые машина или механизм имеют векторный характер противоречивых выходных параметров синтеза. [c.314]

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]

Критерии работоспособности и расчета. Размеры зубчатых зацеплений определяют из расчетов па прочность при этом исходные положения расчетов для всех типов зубчатых передач в общем одинаковы. Основными элементами, определяющими работоспособность зубчатых передач, являются зубья колес. [c.447]

В машиностроении часто рабочая температура контактирующих деталей машин бывает неодинаковой. Напрнмер, наружное кольцо подшипника качения, сопряженное, с массивным корпусом, обычно имеет значительно лучшие условия теплоотвода, чем внутреннее кольцо, связанное с относительно небольшой массой плохо охлаждаемых деталей. Наихудшие условия теплоотвода создаются для шариков или роликов, особенно если они заключены в массивном сепараторе. Температура современных подшипников качения может достигать 150° С и выше при разнице в температуре отдельных деталей до 100° С. Это приводит к соответствующе1му изменению зазоров подшипников. При расчете контактной прочности зубьев зубчатых передач также следует учитывать влияние температуры. Можно привести и другие примеры из области машиностроения, когда имеет место контакт деталей с разной рабочей температурой. [c.344]

В процессе эксплуатации наблюдаются следующие основные виды разрушения зубьев зубчатых передач усталостное выкрашивание из-за высоких контактных напряжений в полюсе зацепления поломка зубьев из-за недостаточной изгибоч-ной прочности и абразивный износ зубьев из-за скольжения профилей зубьев при наличии абразивных частиц между ними в условиях открытых передач. [c.457]

В основу выбора коэффициентов смещения и а в системе В. Н. Кудрявцева положен принцип максимальной контактной прочности зубьев зубчатых колес. В. Н. Кудрявцевым разработаны таблицы, в которых в зависимости от количества зубьев зубчатых колес приведены значения коэффициентов Ех и 1а- Эта система корригирования учитывает и другие качественные показатели зацепления отсутствие подрезания, достаточность коэффициента перекрытия, выравнивание удельного скольжения и т. д. Поэтому зацепление, спроектированное по этой системе, не требует дополнительной проверки. Она может быть рекомендована для практического пользования, особенко для закрытой зубчатой передачи, для которой важным является контактная прочность. [c.157]

Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучщаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения а]н цементованных зубчатых колес в два раза превыщают значения а]н колес, подвергнутых термическому улучщению, что позволяет уменьщить массу в четыре раза. [c.12]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

В расчетах зубчатых передач на прочность по методике, рекомендуемой ГОСТ 21354—75, используется не передаточное отношение, а передаточное число. Поскольку передаточное число как отношение чисел зубьев величина положительная, а передаточное отношение— величина алгебраическая (отношение угловых скоростей может иметь знак плюс или минус в заинсимости от направления вращения колес), связь между ними для одной ступени имеет вид w=li . [c.161]

Стремление к снижению массы и габаритов силовых зубчатых передач привело к широкому применению термообработанных углеродистых и легированных сталей, которые допускают возможность получения высокой твердости рабочих поверхностей зубьев при большой прочности и вязкости сердцевины. При этом допускаются большие контактные и нзгибные напряжения. [c.288]

Круговые зубья с точки зрения прочности отличаются от прямых и косых зубьев дуговой формой и начальным касанием в точке. Поэтому в СССР и за рубежом широко применяют специальные расчеты конических передач с круговыми зубьями AGMA, разработанные фирмой зуборезных станков Глисон , имеющей большой опыт проектирования, изготовления и испытания конических зубчатых передач. Эти расчеты имеют ту же основу, что и изложенные, но и имеют некоторые специфические особенности. [c.198]

Качественные показатели. Рассмотрим качественн1)1е показатели, которые дают возможность оценить передачу в отношении плавности и бесшумности зацепления, возможного износа и прочности зубьев, а также сравнить ряд передач по тем же показателям. Такая о[ ,еика важна для рационального назначения расчетных коэффициентов смснюния при проектировании зубчатых передач. [c.377]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...