Зубчатые Коэффициент запаса прочности

Минимальные значения коэффициента запаса прочности дня зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно-закаленных) 1Д для зубчатых колес с поверхностным упрочнением 1 >2. [c.13]

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для цементованных и нитроцементованных зубчатых колес — Sf= 1,55 для остальных — Sf= 1,7. [c.15]

П23, Рекомендуемые коэффициенты запаса прочности я для расчета на изгиб зубьев цилиндрических и конических зубчатых колес [c.313]

При работе машин в их деталях во многих случаях возникают напряжения, переменные во времени. Как известно из предыдущего в этих случаях расчеты на прочность целесообразно выполнять в виде проверочных, определяя расчетный коэффициент запаса прочности и сравнивая его с требуемым. Допускаемое напряжение при переменных нагрузках определяют сравнительно редко, так как оно зависит от коэффициента концентрации напряжений и масштабного фактора, которые в стадии предварительных проектных расчетов более или менее точно установить невозможно. Лишь для некоторых элементов, например зубчатых колес, у которых коэффициент концентрации напряжений можно установить до выполнения чертежа, определяют допускаемые напряжения с учетом переменности рабочих напряжений во времени. [c.331]

Определение общего коэффициента запаса прочности выбранной цепи ер = значение которого должно быть равно или более 5 — для втулочных, 6 — для втулочно-роликовых и 20 — для зубчатых цепей. При нарушении этого условия следует выбрать иной типоразмер цепи. [c.356]

Кроме того, есть напряжения, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца на шарах гибкого подшипника как дискретных опорах. Эти напряжения сравнительно невелики. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближенных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэффициентов запасов прочности. [c.250]

Нагрузки на каждый шпиндель и суммарные рассчитывают с учетом их изменения во времени. При неавтоматизированном проектировании переменность нагрузок обычно не учитывают из-за большой трудоемкости расчетов, что приводит к завышению крутящего момента приводного электродвигателя и увеличению, массы валов и шпинделей из-за больших коэффициентов запаса прочности валов и шпинделей. Проверка совместимости узлов и деталей включает проверку отсутствия касания валов, шпинделей и корпусных деталей зубчатыми колесами, а также выполнение ограничений на межцентровые расстояния промежуточных валов и шпинделей. Силовой расчет деталей и узлов состоит из расчета частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения шпинделей, расчета мощности холостого и рабочего хода расчета на прочность, жесткость и долговечность шпинделей, промежуточных валов, их опор и шпоночных соединений расчета на изгиб и контактную прочность зубьев зубчатых колес. [c.243]

Пример 24.3. Проверить прочность вала зубчатой передачи, изготовленного из стали Ст. 4, предел текучести для которой 0 — 260 н/мм . Передаваемая мощность Л = 40 квт, п = 1000 об/мин, допускаемый коэффициент запаса прочности [п] = 3. При расчете применить третью теорию прочности (рис. 24.6, а, размеры даны в мм). [c.302]

В табл. 12 приведены минимальные значения коэффициента запаса прочности кга п для приводных роликовых цепей по ГОСТ 13568—75. Для приводных зубчатых цепей по ГОСТ 13552—68 минимальное значение к-алп = 5. [c.109]

Для вала, расчет которого выполнен по данным задачи 7.44, требуется определить коэффициенты запаса прочности для сечений, совпадающих с серединами зубчатых колес. Принять, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения от кручения — по пульсирующему. Влияние продольной силы (сжатие вала) не учитывать. [c.211]

Вал цилиндрической зубчатой передачи получает от электродвигателя мощность N = 29,4 квт при частоте вращения п = 800 об мин. Определить коэффициент запаса прочности для сечения вала под серединой шестерни. Материал вала — сталь 45 От = 370 н мм а 1 = = 240 н мм Тт = 190 н мм т 1 = 140 н мм у, принять (Ка)о = = (Кх)о = 2,0. При расчете принять, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения — по отнулевому (пульсирующему). Размеры вала приведены на рис. а. [c.327]

Здесь Q — разрушающая нагрузка, зависящая от шага цепи, Н (см. табл. П46) Кз — коэффициент эксплуатации (см. табл. П48) , (п] — допускаемый коэффициент запаса прочности, значение которого растет с увеличением угловой скорости меньшей звездочки и шага цепи. Для зубчатых цепей обычно [л] = 20...50 при /=12,7... 31,75 мм и 1 2800 мин , а для втулочных и роликовых цепей, [п]=7. .. 18 при 1= 12,7. .. 50,8 мм и Я1 2000 мив . [c.191]

Зубчатые колеса электролебедок изготовляют из стали. Они имеют фрезерованные зубья и при окружной скорости (на делительной окружности) более чем 1,5 м/с для обеспечения надежной смазки их помещают в масляную ванну. Шестерни обычно изготовляют коваными зубчатые колеса — литыми или сварными. Нарезку зубьев сварного колеса выполняют с таким расчетом, чтобы сварной шов обода располагался под впадиной зуба. Коэффициент запаса прочности в материале относительно предела текучести должен быть для кованых колес не менее 2, для литых стальных колес не менее 2,5. [c.92]

При расчете зубчатых колес по местным напряжениям допускаемое напряжение, приведенное к расчету по максимальным напряжениям находится как частное от деления предела вЫ носливости собственно зубьев на коэффициент запаса прочности. Величина предела выносливости зубьев устанавливается путем натурных испытаний зубчатых колес на стенде или на пульсаторе. Недостатком расчета по местным напряжениям является то, что при их определении учитывается теоретический коэффициент концентрации напряжений Кт, а при определении экспериментальным путем допускаемых напряжений — эффективный коэффициент концентрации напряжений Кс Для металлов же, в зависимости от их химического состава и структуры и от градиента напряжений, разница между /Сг и /Са получается иногда значительной. [c.173]

Значения коэффициентов А,, В,, В и минимальные значения коэффициента запаса прочности для кованых зубчатых колес [c.302]

Нормативный коэффициент запаса прочности [5] приводных зубчатых цепей (при г > 17) [c.291]

Для соединений при постоянном режиме, расчетном числе циклов 10 и жестком закреплении зубчатого колеса на шлицевом валу [а]см = Oj/n, где п — коэффициент запаса прочности для незакаленных рабочих поверхностей м = 1,25 для закаленных м = 1,4. [c.307]

При отсутствии необходимых фактических статистических данных можно применять следующие минимальные коэффициенты запаса прочности для зубчатых колес [c.600]

При расчетах на выносливость зубчатых колес в общем машиностроении используют следующие значения коэффициента запаса прочности Зу. [c.216]

По результатам испытаний были проведены конструктивные изменения, позволившие довести прочностные качества корпусов букс, рамы тележки до обеспечения коэффициентов запаса прочности не менее 2 показатели надежности и долговечности тягового редуктора до 1,2—1,8 млн. км пробега за счет замены жесткой зубчатой передачи с модулем II мм на передачу с модулем 10 мм и упругим зубчатым колесом (УЗК) показатели вертикальной и горизонтальной динамики, обеспечивающие без ограничения по ходовой части экипажа прохождения тепловозом прямых, крутых кривых участков пути и стрелочных переводов в результате замены жестких опор кузова на комбинированные с резинометаллическими элементами. [c.258]

При защите курсового проекта по деталям машип нужно давать четкие ответы на такие вопросы, как определение действительных напряжений в различных сечениях вала, характер износа зубьев зубчатых и червячных колес, распределение напряжений в шпоночных и шлицевых, зубчатых соединениях, особенности расчета подшипников качения на динамическую грузоподъемность, обоснование выбора материала деталей, допусков и посадок, шероховатостей поверхности, обоснование выбора принятых коэффициентов запаса прочности и т.д. [c.14]

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]

Таблица 6.31. Нормативный коэффициент запаса прочности [8] приводных зубчатых цепей (при ZJ > 17)

Определяем коэффициент запаса прочности для сечения тихоходного вала под серединой зубчатого колеса. [c.325]

Зубчатое зацепление 1 прямозубое. Требуется 1) определить усилия, возникающие в зубчатых зацеплениях 2) составить расчетную схему вала и построить эпюры крутящего момента и изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях 3) определить коэффициент запаса прочности для сечения А—А вала, учитывая концентрацию напряжений от шпоночной канавки (размеры сечения шпонки выбрать самостоятельно) и принимая, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения—по иульсирую- [c.210]

Различают изгибную и крутильную я есткость. При чрезмерном прогибе вала f (рис. 3.10) происходит пезекос зубчатых колес и возникает концентрация нагрузки по длиье зуба. При значительных углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в подшипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты запаса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жесткост . для обеспечения правильности зацепления червячной пары. [c.58]

Упрощенный расчет наиболее распространенных прямобочных соединений с зубчатыми колесами можно проводить по допускаемым давлениям [о1усл = = [о] rfv (табл. 8.3), в которых учтены напряжения от радиальных сил F и смещение е середины зубчатого венца относительно середины шлицевого участка ступицы. Действие других источников нагружения можно заменить введением небольшого дополнительного коэффициента запаса прочности учитывая, что основной коэффициент запаса в табл. 8.3 принят 1, 3. [c.136]

Коэффициент запаса прочности 5 = , для зубчатых колес с однородной структурой материала = 1,2 для колес с поверхностным упрочнением зубьев для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последсгвиями, значения коэффициентов следует увеличивать до S =l,25 и S =l,35 соответственно. [c.141]

Расчет на прочность стальных цилиндрических зубчатых передач внешнего зацеплении андартизОБан (ГОСТ 21351 75). Этим же стандартом определяется выбор [а] в зависимости от механических свойств материала (предела выносливости), срока службы передачи, коэффициента запаса прочности, способа полу- [c.210]

Расчет осей и валов на прочность. Расчет валов на прочность обычно проводят в два этапа первый этап — предварительный расчет вала, который выполняют после определения основных размеров проектируемой передачи для предварительного выбора диаметров вала в. местах посадки полумуфт, подшипников, зубчатых колес II т. п. второй этап — уточненный расчет, выполняемый на основе окончательно разработанной конструкции проектируемого объекта с целью определения действительного коэффициента запаса прочности для опасного сечсиия вала. [c.51]

Определение силы, допускаемой прочностью реечного механизма. Реечное зубчатое колесо 87 с числом зубьев z= 10, т = 3 и шириной колеса Ь = 33 мм изготовлено из стали 45, закаленной т. в. ч. с твердостью HR 42—48, а = = 85 кПмм . Предел выносливости для углеродистой стали (при а j = 0,44ов> а 1 = 0,44-85 = 37,4 кГ1мм . Коэффициент запаса прочности принимаем л = 20,0. Эффективный коэффициент концентрации напряжений = 1,2. Следовательно,, допускаемое напряжение на изгиб [c.393]

С увеличением г при данном диа.метре снижается масса зубчатых ко.пес и объем металла, снимаемого при фрезеровании. Но с ростом г падает несущая способность, лимитируемая изгибной прочностью зубьев. Это является важнейшим ограь и-чением при назначении г. Многие факторы, оказывающие существенное влияние на прочность зацеплений, учитываются все еще приближенно [47, 55, 59], поэтому далеко не всегда превыш ение 1юменклатурного коэффициента запаса прочности при расчете на изгиб можно отнести к недостаткам проекта. Тем более, что увеличение т без изменения диаметров и может вызвать лишь незначительное увеличение массы редуктора. [c.110]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...