Шестерни Напряжения в зубьях

При этих данных напряжение в зубе шестерни = 3,73 1 — 29 21,7-103 14о]4- 120- 10 3 [c.271]

Трансмиссии — Передаточные числа II — 324 — Шестерни II —337 — Напряжения в зубьях II — 338 [c.308]

Трансмиссии—Шестерни II —337 — Напряжения в зубьях 11—338 [c.308]

Трансмиссии—Передаточные числа 11 — 324 — Шестерни 11 —337 --Напряжения в зубьях 11 — 338 [c.308]

Шестерни 11 —337 —Напряжения в зубьях 11 — 338 [c.310]

Константиновский хорошо знал обо всем этом. Поэтому он и решил испытать пластмассу. Пластмассовые венцы изготовлять просто и дешево,—думал он,— напряжения в зубьях волновых передач невелики, относительные скорости скольжения поверхностей зубьев ничтожны, пластмассовый редуктор должен хорошо работать . Но Константиновскому нужно было преодолеть существенную трудность. Поскольку теплопроводность пластмасс в среднем в 250 раз меньше, чем у стали, а прочность пластмасс резко падает с повышением температуры, шестерни начинали греться и разрушаться. Очевидно, надо было конструировать с учетом чувствительности пластмасс к нагреву. С одной стороны следовало уменьшить тепловыделение, с другой — улучшить теплоотвод. Константиновский вместе с несколькими другими изобретателями сумел это сделать, и перед волновыми редукторами из пластмассы сразу открылись практические возможности. [c.15]

Рис. 5.26. Распределение изгибающих напряжений в зубе шестерни, армированном стеклотканью. 1 - участок, армированный стеклотканью

Рис. 7. Схема пульсирующего цикла напряжений в зубе шестерни

Напряжения в зубе колеса и в зубе шестерни связаны соотношением [c.196]

Определив все параметры шестерни, переходят к определению всех величин колеса. Так как модуль ш передачи уже рассчитан, то остается определить расчетное напряжение в колесе, поскольку материал колеса, коэффициент формы зуба у, мощность на ведомом валу N2 отличаются от тех же величин, взятых для шестерни. Постоянными для шестерни и колеса остаются коэффициент нагрузки к, коэффициент длины зуба г ), коэффициент перекрытия и модуль зацепления т. В общем виде величина расчетного напряжения в зубьях колеса будет выражаться [c.279]

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]

Несмотря на наличие подробных предопределяющих форму зубьев условий проектирования, с которыми приходится считаться на практике, распределение напряжений в зубьях и в самих шестернях представляет собой ряд задач большой практической важности, благодаря широкому применению зубчатых передач, часто при особо тяжелых условиях. [c.564]

Величины допускаемых напряжений в зубьях шестерен коробки передач берутся различными в зависимости от того, сколько времени работают эти шестерни в обычных условиях эксплуатации автомобиля. Например, для шестерен постоянного зацепления, работающих чаще, запас прочности следует взять больше, чем для редко работающих шестерен первой передачи или заднего хода. Так, при расчете по приближенной формуле для первой передачи в грузовых автомобилях коэффициент запаса составляет 1,3—1,5 от предела упругости. Тот же коэффициент для шестерен постоянного зацепления и третьей передачи берут равным 3,0—3,5. Для шестерен легковых автомобилей, значительно реже передающих полный крутящий момент двигателя, этот коэффициент соответственно берут равным 0,8—1,0 и 1,4—1,8. [c.195]

Пример. Определить напряжение в зубьях шестерни постоянного зацепления ведущего вала коробки передач. Крутящий момент двигателя М = 18 кгм. Диаметр начальной окружности шестерни = 76,5 мм. Длина зуба / =40 мм. Число зубьев шестерни 1 =17. Число зубьев шестерни постоянного зацепления промежуточного вала 2з = 33. Угол зацепления (1 = 20°. Зуб не коррегированный. [c.199]

Касательные напряжения в зубьях шестерни [c.200]

Касательные напряжения в зубьях конической шестерни [c.213]

Напряжения в зубьях шестерни при действии среднего пускового момента двигателя по формуле (8) табл. 21 [c.138]

Коэффициент концентрации напряжений в зубьях шестерни по табл. 10 киз 1.5. [c.138]

Напряжения в зубьях шестерни при действии предельного момента [c.140]

Напряжения в зубьях шестерни по формуле (9) табл. 21 при М = М, [c.213]

Напряжения в зубьях шестерни при действии наибольшего пускового момента двигателя Мз = 22 200 кгс-см [c.243]

При расчете по предельным нагрузкам (второй расчетный случай) имеем напряжения в зубьях шестерни при действии предельного момента М р дз = 29 800 кгс-см (см. табл. 56) [c.243]

Для рассматриваемого механизма напряжения в зубьях шестерни будут изменяться по пульсирующему циклу. Допускаемые напряжения по формуле (41) при [о] = [0] з [c.303]

Полагая, что в ручной передаче износ зубьев будет весьма незначительным, принимаем коэффициент, учитывающий износ, у 1 и определяем рабочие напряжения в зубьях шестерни [c.259]

По графику рис. 8.10 находим коэффициент формы зуба 1/д = 0,76 см = 7,6 лш. При этом напряжения в зубьях шестерни [c.276]

Для определения расчетных напряжений в зубьях шестерни и колеса можно пользоваться соотношением [c.107]

Второе существенное замечание по применяемым формулам заключается в следующем. Зубья шестерен работают обычно одной стороной и только зубья паразитной шестерни — двумя сторонами, т. е. цикл напряжений в зубьях обычно пульсирующий. [c.336]

Выполнить проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба, для чего определить рабочие напряжения в зубьях шестерни , [c.56]

Напряжение в зубьях шестерни механизма [c.267]

Допускаемые напряжения в зубьях шестерни при пульсирующем цикле (стр. 20) [c.85]

Напряжения в зубьях шестерни при действии среднего пускового момента двигателя [c.132]

Напряжения-в зубьях шестерни при среднем пусковом моменте двигателя по формуле (5) табл. 17 [c.222]

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни [c.19]

Напряжения изгиба в зубьях шестерни [c.24]

Н/мм", что меньше [а]р2 = 294 Н/мм . Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни о,,, = ст -2 = [c.47]

Н/мм Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51) а.., = а [c.54]

Зубчатые передачи (редукторы)7судовых турбин характеризуются большими передаточными отношениями, большими передаваемыми мощностями и являются высоконапряженными элементами турбоагрегатов. Для повышения плавности зацепления судовые редукторы выполняют с наклонными зубьями. Применение. двухвенечной конструкции с противоположным наклоном зубьев позволяет уравновесить возникающее при этом осевое усилие рис. 8.14). Шестерни и колеса редуктора находятся под воздействием передаваемого крутящего момента и изгибающего окружного усилия. Долговечность передачи и создаваемый ею шум зависят от напряжений в зубьях и деформации шестерен. [c.301]

В шестерне, изготовленпсй резанием из прутка (фиг. 4. а), нормальные напряжения в зубьях / будут направлены невыгодно — поперек волокон. [c.91]

Шестерни из пластмасс обладают способностью к самосмазыванию, имеют высокие химическую стойкость и ударную вязкость, являются низкощумными и т. д. Но по сравнению со стальными шестернями они выдерживают меньшие силовые нагрузки. Вследствие этого пластмассовые шестерни используются главным образом в редукторах различных контрольно-измерительных приборов. Однако если армировать пластмассовые шестерни высокопрочными волокнами, то можно повысить их стойкость к силовым воздействиям. Одной из основных прочностных характеристик шестерен является прочность зубьев при статическом изгибе. Для того чтобы выяснить эффективность армирования волокнами зуба шестерни, к которому приложена изгибающая нагрузка, прежде всего необходимо рассчитать распределение напряжений в изотропном зубе шестерни под действием изгибающей нагрузки. На рис. 5.23 показана модель зуба шестерни (модуль т = 5, число зубьев Z = 30, угол приложения нагрузки а = 20°), использованная для расчета распределения напряжений [12]. Как показано на рисунке, в точках F и F пересекаются центральная линия трохоиды, описанной относительно центра закругления зуба, и основная огибающая зуба. Введем систему координат OXY с центром в точке пересечения линии FF и осевой линии зуба шестерни. Нагрузка Р действует перпендикулярно к поверхности зуба у его края. При анализе напряжений в зубе шестерни предполагают плоское деформированное состояние и используют метод конечных элементов. На рис. 5.24 показано распределение главных напряжений внутри зуба шестерни, изготовленной из неармированной эпоксидной смолы. К краю этого зуба приложена нагрузка 9,8 Н/мм. Видно, что значительные напряжения возникают только вблизи поверхности зуба шестерни. Следовательно, если армировать волокнами поверхностный слой зуба, то можно ожидать повышения его прочности при изгибе. [c.197]

На рис. 5.25 и 5.26 показано распределение напряжений в зубьях шестерен, армированных вдоль профиля зубьев соответственно тканью на основе углеродных волокон и стеклотканью [13]. Наряду с тканями из волокон для армирования тела зуба использованы рубленые стеклянные волокна. Матрицей для армированных волокнами шестерен служила эпоксидная смола. Если приложить изгибающую нагрузку к краю зуба шестерни, то внутри него возникают напряжения вдоль армирующего слоя (вдоль волокон) Oi, напряжения между армирующими слоями Ог (в перпендикулярном к ориентации волокон направлении) и межслое-вое напряжение сдвига tii- На рис. 5.25 и 5.26 показаны соответствую- [c.198]

Пример 16. Определить напряжение изгиба а 1 в опасном сечении зуба шестерни цилиндрической прямозубой передачи, если напряжение в зубе колеса а з = 220н/лл1 22 = 80 = 4. [c.130]

Задача 17. Во время работы конической передачи в основании зубьев колеса возникает напряжение изгиба 0 2=128 н1мм . Определить напряжение в зубьях шестерни, если I = 3,12 н z = 24. Ответ. = 157,5 н мм-. [c.166]

Я. Г. Кистьян рекомендует определять несущую способность косозубой передачи по допускаемому контактному напряжению, среднему для материалов шестерни и колеса. Это дает возможность учесть при расчете, помимо твердости материалов, еще и число циклов напряжений в зубьях. [c.85]

К недостаткам конических редукторов относят больщие материалоемкость и трудоемкость изготовления по сравнению с цилиндрическими реакторами, необходимость точной осевой регулировки положения колес, зависимость контактных напряжении в зубьях от осевого зазора в подщипниках, необходимость применения относительно больших подшипников в опоре шестерни, так как ее обычно устанавливают консольно. [c.304]

Напряжения в зубьях шестерни при действии наибольшего и предельного моментов двигателя М = 16500 иУИ = 27 900 кгсм. [c.223]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...