Изгиб зубьев, смятие

Изгиб Зубьев, Смятие 507 [c.558]

Усилие р вызывает местное упругое смятие поверхности зуба в зоне контакта и общий изгиб зуба. [c.149]

Задаваясь степенью прилегания зубьев по длине (через коэфициент т) от полной длины зуба), можно определить суммарный угол Д[ между образующими двух сопряженных зубьев (фиг. 563). Если обозначить через 8/ величину деформаций от изгиба и смятия и через V м толщину необходимого слоя смазки, тогда [c.409]

Расчет соединений с торцовыми зубьями проводится на смятие их рабочих поверхностей и на условный изгиб зубьев [34]. [c.177]

Расчет соединений с торцовыми зубьями проводится на смятие их рабочих поверхностей и на условный изгиб зубьев [33]. Расчет на смятие рабочих поверхностей проводится при допущении равномерного распределения давления по глубине захода. В продольном направлении распределение давлений принимается по трапецеидальному закону в соответствии с законом трапецеидальных перемещений поверхностных слоев при деформации соединения. [c.247]

Храповые колеса работают с защелкивающимися или выключающимися собачками, включение которых при нежелательном направлении вращения вала вызывается грузом или пружиной (но не связано с формой зубца) или производится специальным управлением. Наиболее соответствующая форма собачки дуга круга с центром в точке вращения собачки или соответствующая касательная. Зубья подвергаются напряжению на изгиб и смятие поверхности для уменьшения времени, потребного для защелкивания, собачке надо придать незначительную высоту (от 10 до 15 мм) и [c.508]

В силу того, что червячная шестерня является тихоходной, а зубья шестерни и червяк прирабатываются, даже значительные износы зубьев (фиг. 103) не нарушают правильной работы передачи. Лишь когда в результате износа их прочность уменьшится настолько, что начнется изгиб и смятие зубьев червячной шестерни, необходимо ее заменять или ремонтировать. [c.198]

Каковы наибольшие напряжения смятия (сг ,,) стенок отверстия Определить расчетные напряжения изгиба (ст ) в зубьях червячного колеса, если т, = 10 мм 2,. = 35 = 2 q = 8 коэффициент нагрузки К = 1,5 коэффициент износа 7=1. [c.270]

Критерии работоспособности и расчета волновых передач. В результате экспериментальных исследований и опыта эксплуатации установлено, что основные причины потери работоспособности волновых передач—разрушение гибких колес и гибких подшипников качения, генераторов недостаточная жесткость генераторов и жесткость колеса изнашивание зубьев, которое зависит от напряжений смятия перегрев передачи. По всем перечисленным критериям работоспособности вести проектировочный расчет передачи затруднительно. Из всех деталей передачи наиболее уязвимо гибкое колесо. В нем возникают переменные напряжения изгиба, вызванные воздействием генератора и напряжения кручения под действием вращающего момента. Поэтому при расчете на прочность определяют главный параметр волновой передачи — внутренний посадочный диаметр гибкого колеса d (см. рис. 9.47) [c.232]

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их — на изгиб и срез. [c.549]

Обозначения Л1 —расчётный крутящий момент —модуль упругости — допускаемое напряжение на смятие допускаемое напряжение на изгиб 2—число винтов или зубьев ш — угловая скорость (л — коэфициент трения. [c.72]

ПОЛНЯЮТСЯ ЛИТЫМИ чугунными или из поковки марок сталь 30, сталь 40 для больших зубчатых колёс применяется также стальное литьё. Храповые колёса остановов выполняются из стали марок сталь 20—30 и реже — из чугуна марки СЧ 15-32. Размеры шестерён и зубчатых колёс определяются по прочности зубьев на изгиб и проверяются на износоустойчивость по величине контактных напряжений на смятие. Размеры храповых колёс и собачек остановов определяются из условий прочности зубьев (см. гл. XIX Детали и основные узлы грузоподъёмных машин", стр. 790). [c.869]

Проверяем зубья на напряжение смятия. По условиям задачи на срез и изгиб проверка не назначена, следовательно, можно воспользоваться формулой (28а), где [c.176]

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их — на изгиб и срез. Для применяемых на практике соотношений элементов шлицевых соединений решающее значение имеет расчёт на смятие [c.846]

Боковые поверхности зубьев испытывают напряжения смятия, а в сечениях у их основания возникают напряжения среза и изгиба, однако проверяют зубья только на смятие по формуле [c.359]

В отечественной и зарубежной практике в основу расчета зубьев положено определение напряжений смятия (средних контактных давлений). Напряжения изгиба и среза в основании зуба пропорциональны напряжениям смятия, й последние можно рассматривать как критерий подобия, обобщающий опыт эксплуатации конструкций. [c.91]

Зубья колес Новикова рассчитывают на контактные напряжения смятия и на изгиб. [c.427]

Напряжения выполненных конструкций на 1-й передаче в коробке передач при Ад = 1 составляют напряжения смятия и среза в пальце сателлита о == 50 60 МПа (500—600 кгс/см ) т = 60-I-100 МПа (600—1000 кгс/см ) напряжения смятия в торцах сателлитов а = 10- 20 МПа (100— 200 кгс/см ) то же в полуосевых шестернях ст = 4-н10 МПа (40—100 кгс/см ). Напряжение изгиба в, зубьях сателлитов Од = 700-7-900 МПа (7000—9000 кгс/см ) напряжения смятия в контакте зубьев шестерен Стс=1 - 2 ГПа (10 000—20 000 кгс/см ). [c.267]

Зубья ремня при работе испытывают деформации смятия, сдвига и изгиба, а витки каната — растяжения и изгиба. Напряжения от этих деформаций определяют усталостную прочность ремня. В местах контакта зубьев ремня со шкивом нормальные силы по высоте зубьев распределены неравномерно у оснований они больше, чем у вершин зубьев ремня. Последнее объясняется перемещением вершин зубьев ремня под действием изгиба. У оснований зубьев ремня в зоне их заделки воз- [c.141]

Различают основной расчетный случай, когда соединение работает на кручение, и дополнительный расчетный случай, когда соединение работает на кручение с изгибом. Помимо определения напряжений смятия необходимо также определение минимальной силы предварительной затяжки соединения. При затяжке соединения силой Рзат на рабочих поверхностях зубьев возникают напряжения смятия 0см (рис. 7.4, а) [c.247]

Расчет цепей на прочность и износ. Круглозвенные цепи (см. рис. 1, п) работают в сложном напряженном состоянии изгиба и растяжения. Диаметр их с1 определяют из расчета на разрыв под действием максимального натяжения цепи, причем для компенсации пренебрежения изгибом принимают пониженные допускаемые напряжения на растяжение 40—60 МПа. У пластинчатых цепей (рис. 1, е) пластины 12 рассчитывают на разрыв в опасном сечении, ослабленном отверстием, а также проверяют на разрыв проушины под действием внутреннего давления. Валик 10 рассчитывают на изгиб, срез и смятие в зоне контакта с проушиной пластины. Втулку 9 проверяют на изгиб под действием усилия на зубе звездочки [14]. [c.25]

Размеры зубьев, аналогично шпонкам, выбирают по таблицам стандартов в зависимости от диаметра вала. Боковые поверхности зубьев испытывают напряжения смятия, а в сечениях у их оснований возникают напряжения среза и изгиба (рис. 6.12). [c.99]

Расчет основан на определении напряжений смятия, которые испытывают боковые поверхности зубьев. В сечениях у оснований возникают напряжения среза и изгиба, пропорциональные напряжениям смятия поэтому последние можно рассматривать как критерий подобия. [c.72]

Расчет зубьев текстолитовых шестерен выполняется по методике, принятой для расчета металлических шестерен, с учетом допускаемых напряжений для текстолита и изменением некоторых коэффициентов. Однако главным фактором, определяющим конструкцию передач, оказывается не столько допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерен, сколько контактные напряжения на смятие боковых поверхностей зуба. [c.151]

Расчет на прочность зуба реечного колеса ведется обычным путем — на изгиб и на смятие. [c.401]

Придав зубьям треугольную (рис. 430, е) или трапецеидальную (рис. 430, ж) форму, можно использовать для восприятия силы практически всю высоту хвостовика. При этом прочность зубьев на срез возрастает примерно в 2, а на изгиб в 4 раза. Конструкция с трапецеидальными зубьями (рис. 430, ж) отличается дополнительным преимуществом — меньшим напряжением смятия на рабочих гранях зубьев. [c.520]

В зубчатых колесах иепрямолинейность зуба, погрешности угла наклона спиральных зубьев, перекос осей колес могут вызвать сосредоточение нагрузки на кромках и, как следствие, повышенные напряжения изгиба и смятия. Обязательно снятие фасок или галтелей на углах зубьев (рис. 211, а). Полезно увеличивать податливость зуба путем уменьшения жесткости обода по направлению к торцам (рис. 211, б). [c.336]

Двупрофильная проверка пригодна для измерения отклонений толщины зуба (зазор см. 169-134), эксцентрицитета и радиального биения. У высокоточных колес двупрофильная проверка не дает надежного суждения о последующей работе проверяемого изделия в передаче. Число зубьев точного колеса не должно (особенно при е =- 1,5) сильно отличаться от числа зубьев сопрягаемого колеса. О применении ее для косозубых колес (см. [27]). Изложенные выше результаты годятся также для прямозубых и косозубых конических колес, если зацепление путем развертки на дополнительных конусах свести к цилиндрическому зацеплению. Для нагруженных цилиндрических колес с прямыми зубьями следует учитывать, что изменение формы может наступить за счет изгиба зубьев, сдвига и смятия по Герцу (см. [4]). [c.665]

Примером могут служить зубья зубчатых колес (рис. 226, а). Непря-молинейность зуба, погрешности угла наклона спиральных зубьев, перекос осей колес из-за ошибок монтажа или неточности расположения опор — все это может вызвать сосредоточение нагрузки на торцовых кромках зуба и, как следствие, повышенные напряжения изгиба и смятия. [c.319]

В блоке зубчатых колес (рис. 429, ж) зубья неравнопрочны по изгибу и смятию. Окружное усилие на зубчатом венце малого колеса при всех условиях, является ли передача мультиплицирующей или редуцирующей, меньше окружного усилия на венце большого колеса в отношении их диаметров. При уменьшении ширины зубьев больплого колеса, хотя и не строго пропорционально действующим усилиям (с учетом более высокой окружной скорости) конструкция в целом приближается к равнопрочной. [c.519]

Для зубчатых пар, применяемых в редукторах вертолета, еобходимо устранять местные скачки напряжений, возникающие в точках приложения сосредоточенных нагрузок. В зубча-ых колесах непрямолинейность зуба и перекос осей могут ызвать сосредоточение нагрузки на кромках, в результате чего овысятся напряжения изгиба и смятия. Поэтому необходимо мятие фасок или галтелей на узлах зубьев. Целесообразно величивать податливость зуба посредством уменьшения жест- ости обода по направлению к торцам. [c.245]

Ниже приведены напряжешгя растяжения в хвостовике, изгиба, среза и смятия Б зубьях в различных вариантах крепления при одинаковых 1 и 1 (напряжения в варианте д приняты равным 1) [c.577]

Выше рассматривались нормальные эвольвентные профили зубьев колес. Иногда допускают преднамеренное отступление от нормальных соотношений параметров зубчатого зуцепления. При этом преследуют следующие цели уменьшение габаритных размеров зубчатых колес путем сокращения количества зубьев, устранение интерференции профилей и сопутствующего ей подрезания зубьев, получение равнопрочных (относительно д-зформаций изгиба ножки и смятия поверхности) зубьев, уменьшение удельного скольжения, увеличение плавности зацепления (коэффициента перекрытия). [c.295]

Достоинства эвольвентных шлицевых соединений по сравнению с прямобочными повышенная прочность эвольвентных зубьев на изгиб вследствие утолщения зубьев у основания и на смятие из-за увеличенного числа зубьев в производстве требуется меньшая номенклатура фрез, так как эвольвентные шлицы одинакового модуля можно нарезать одной фрезой или долбя1 ом, в то время как при изготовлении прямобочных шлицев для каждого размера и числа зубьев требуется отдельная фреза при обработке зубьев могут быть использованы совершенные технологические процессы, применяемые для изготовления зубьев зубчатых колес. [c.139]

Профильная часть лопатки и хвостовик подвержены действию повышенных температур, статическим напряжениям от центробеж ных и газовых сил и переменным напряжениям от вибраций. Статические напряжения растяжения в профильной части лопаток 100. .. 300 МПа, а температура около 1000° С. Переменные напряжения изгиба на резонансных режимах могут достигать 150 МПа. Статическая напряженносто елочных хвостовиков в поперечнотй сечении над первым зубом составляет 100. .. 200 МПа растягивающих напряжений и температурах 450. .. 750° С. Статическую напряженность хвостовиков лопаток компрессоров, имеющих профиль типа ласточкин хвост , оценивают о.бычно по напряжениям смятия, которые равны 100... 1>50 МПа для стальных и титановых лопаток. Рабочая температура хвостовика лопатки может достигать [c.121]

Расчет храпового останова на прочность аналогичен расчету зубатых колес. Зуб храпового колеса рассчитывают на изгиб и проверя-эт на смятие. При проектировании храповых механизмов следует учи-ывать необходимость уменьшения силы удара во время их останов- и. Для этого храповые колеса делают малого диаметра (в целях умень-Jeния окружной скорости) с небольшим шагом и числом зубьев г = = Ю. ..24. [c.39]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...