Прочность по контактным напряжениям-— Формулы

Проверим зацепление на прочность по контактным напряжениям. Используем формулу [c.44]

Применение колес с малым числом зубьев, что при одном и том же диаметре (d=mz) равнозначно увеличению т и, следовательно, одновременному повышению прочности как по напряжениям изгиба, так и по контактным напряжениям [см. формулы (8.95) и (8.06)1. Рекомендуют Zi=l3...20. [c.169]

Расчет на прочность по контактным напряжениям рассмотрим на примере двух цилиндрических катков с параллельными осями II прижатых силами Fr (рис. 3.48). Площадка контакта цилиндров имеет вид площадки длиной Ь. Величину контактных напряжений Он можно определить по формуле Герца. [c.411]

Расчет прочности зубьев цилиндрической прямозубой передачи по контактным напряжениям (вывод формулы для оц). [c.186]

По формуле (8.40) ап.=3,77 2058 1,08/(1,01 26 2) = 159,5 МПа < [<Х ]2=252 МПа. Условия прочности для колеса и шестерни соблюдаются. Отмечаем, что здесь, как и в примере 8.1, основным критерием является прочность по контактным напряжениям. [c.192]

Если геометрические размеры колес фрикционной передачи или вариатора принимаются конструктивно, то рабочие поверхности колес проверяются на прочность по контактным напряжениям по формулам [c.85]

При проектировочном расчете зубьев червячных колес редукторов на контактную прочность по контактным напряжениям сжатия определяется межосевое расстояние передачи А по формуле [c.195]

Диаметр меньшего колеса Di определяется расчетом колес передачи на прочность по контактным напряжениям сжатия на площадке касания их по формулам [c.80]

Все перечисленные виды разрушения зависят от напряжений в месте контакта. Поэтому прочность и долговечность фрикционных пар оценивают по контактным напряжениям (см. 8.3). Расчетные контактные напряжения прп начальном качении по линии (тела качения — цилиндры, конусы, торы и ролики G образующими одного радиуса) определяют по формуле [c.219]

Проверку прочности при контактных напряжениях следует производить по формулам третьей или четвертой теорий прочности. [c.222]

Учитывая мягкость напряженного состояния в опасных точках (все три главных напряжения сжимающие), проверку прочности при контактных напряжениях следует производить по третьей или четвертой теориям прочности [формулы (7.10), (7.19)] [c.655]

В ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные. Расчет на прочность расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяют по базирующейся на формуле Герца зависимости [c.603]

Расчет зубьев на контактную прочность. Расчет на выносливость по контактным напряжениям основан на использовании решения задачи о напряженном состоянии статически сжатых цилиндрических тел. Максимальные контактные напряжения на поверхности цилиндров определяются по формуле Герца (2.121). Ввиду того, что выкрашивание возникает в районе полюсной линии, в формулу Герца нужно подставить приведенный радиус кривизны для коп- [c.297]

Расчет на прочность зубьев по контактным напряжениям. Размеры зубчатых колес определяются из условия наибольших напряжений в зоне контакта зубьев в процессе их зацепления. В основу такого расчета положена формула Герца—Беляева о напряженном состоянии сжатых цилиндров (рис. 16.3, а). При расчете колес на основе теории двух сжатых цилиндров принимается ряд допущений, так как условия статически сжатых [c.301]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба производится по формулам [c.308]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис. 8.5). Поэтому расчет контактных напряжений принято вьшолнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 8.18). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами р] и р . При этом контактные напряжения определяют по формуле (8.2), а именно [c.139]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Для косозубых передач удельная нагрузка с учетом формул (8.4), (8.24) и (8.26) [c.155]

Расчет усилия прижатия рабочих тел и проверка прочности поверхностных слоев катков по контактным напряжениям проводится по формулам (7.2)—(7.4 для крайнего положения регулирующего устройства, соответствующего наибольшей окружной силе Р. Радиус ведущего звена при этом минимальный. [c.408]

При переменной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле (7) на стр. 313, в которой Ср = 1, х = 4 при расчете на прочность рабочих поверхностей зубьев бронзовых колес по контактным напряжениям, X = 9 при расчете прочности этих зубьев на изгиб. [c.340]

Особенности расчета конических зубчатых колес на долговечность по контактным напряжениям и на прочность по изгибу при применении упрощенного метода расчета. Мощность конической передачи N в л. с., допускаемая по сопротивляемости поверхностных слоев зубьев выкрашиванию, определяется по формуле [c.211]

Расчет на прочность и контактные напряжение зубьев сателлитов производится по формулам, приведенным в гл. IX при расчете конических шестерен главной передачи. [c.267]

Проверочный расчет для зацепления Новикова по контактным напряжениям проводят по методике аналогично расчету цилиндрической косозубой передачи. Повышение контактной прочности учитывается меньшим, чем в формуле (3.25), числовым коэффициентом. Условие прочности [c.135]

Расчеты на прочность. Тела качения нужно проверять по контактным напряжениям на площадке касания. Для определения по расчету на контактную прочность геометрических параметров передачи. используют соответствующую формулу Герца для контактных напряжений (стр. 180), в которой потребную силу прижатия Q выражают через крутящий момент М, а приведенную кривизну — через диаметр D одного из тел качения. [c.192]

Проектировочный расчет конических передач из условия прочности рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям производится по формуле (И) из табл. 15. [c.687]

Формулы расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев ПО контактным напряжениям [c.688]

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]

Расчет зубьев на прочность по напряжениям изгиба основывается на тех же допущениях, что и расчет на контактную прочность. Используя формулы (19.23), (19.26) и (19.27) для расчета цилиндри- [c.310]

Почему в формулах Герца для контактных напряжений и соответственно в расчетах при начальном касании по линии зубчатых передач на контактную прочность напряжение [c.489]

Все виды разрушения зависят от значения напряжений в месте контакта. Поэтому основным критерием работоспособности и расчета фрикционных передач с металлическими катками является их контактная прочность, которая зависит от значения контактных напряжений aff. Наибольшее значение 0[ определяют по формуле (3.2), Условие прочности [c.305]

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]

Расчет па прочность косозубых и шевронных колес аналогичен расчету прямозубых. Размеры закрытых передач также определяют ис расчета на контактную прочность и проверяют на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Открытые передачи косозубыми колесами применяют редко. При одинаковых размерах и материалах косозубые передачи обладают большей нагрузочной способностью, чем прямозубые. Объясняется это в основном более высоким коэффициентом перекрытия, т. е. большей длиной контактных линий, а следовательно, меньшей нагрузкой на единицу длины контактной линии и меньшими (при данных размерах и нагрузках) контактными напряжениями. Повышенная прочность косых зубьев на изгиб объясняется, кроме того, тем, что контактные линии наклонны и поэтому уменьшается плечо изгибающей зуб силы. Строгий математический учет перечисленных факторов невозможен, и они отражаются в расчетных формулах эмпирическими коэффициентами повышения нагрузочной способности непрямозубых передач по сравнению с прямозубыми — при расчете на контактную прочность и и — при расчете на изгиб. В среднем можно считать тот и другой коэффициент равным 1,35. [c.384]

Вводя в рассмотрение передаточное отношение и = П1/ 2 (и, и 2 — частоты вращения катков), межосевое расстояние а - Г1 + Г2, коэффициент ширины катка ф = Ь/а и выразив удельную нагрузку q через вращающий момент Тг (см. формулу (19.2)) из условия прочности катков по допускаемым контактным напряжениям [стн] найдем соотношение для вычисления межосевого расстояния передачи [c.314]

Учитывая эти соображения, из условия прочности по допускаемым контактным напряжениям несложно получить следующее соотношение, аналогичное формуле (20.30) [c.355]

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]

Прочность зубьев по изгибным и контактным напряжениям может быть приближенно оценена по соответствующим формулам для конических передач. [c.307]

Если для зубьев требуется только проверочный расчет на прочность, то проверочный расчет их на кзгиб можно производить по формуле (345), а проверочный расчет зубьев на контактную прочность по контактному напряжению сжатия рекомендуется производить по формуле [c.170]

Расчет прочност 1 зубьев по контактным напряжениям. Для косозубых передач удельная нагрузка с учетом формул (8.24) н (8.2G) д== ,Дн11 = РАнКнаЦЬ гаС05 а), где К На — коэффициент неравно.мерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев — см. ниже. [c.128]

Формула (11.24) применяется для расчета косозубых и прямозубых передач. Для прямозубых передач yg=l, Ур=1. Прочность зубьев на изгиб является лимитирующей для колес с высокой твердостью поверхности зуба Н > 59 HR g. При такой твердости зубьев колес геометрические размеры передачи, рассчитанные по контактным напряжениям, получаются меньше, чем по напряжениям изгиба зубьев. [c.269]

В ГОСТ 21354—75 сПередачи зубчатые цилиндрические эвольвент-Расчет на прочность расчетное контактное напряжение в полюсе Цепления определяют по базирующейся на формуле Герца зависи-ости [c.603]

Расчет на прочность косозубых и шевронных колес в основе своей аналогичен расчету прямозубых. Как только что упоминалось, косозубые и шевронные передачи по сравнению с пря.мозубыми имеют ряд оцобенностей, которые учитываются при расчете на прочность следующим образолм в формулах (7.5) и (7.7) вместо числового коэффициента 495 принимается 430 и вместо 10-10 применяется 8,5 10 расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [c.456]

Коятакпше шшряжеш1я в подиошннке. Контактные напряжения (см. рис. 27.5) в подшипнике вычисляют по формуле Герца (см. с. 313). Тогда условие прочности по допускаемым контактным напряжениям для наиболее нагруженного тела качения в роликовом подшипнике [c.451]

Основным критерием работоепоеобноети и расчета фрикционных передач с металлическими катками является их контактная прочность, которая зависит от значения контактных напряжений ст . Наибольшее значение а,, определяют по формуле (1.11). Условие прочности [c.113]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...