Расчет зубьев по напряжениям изгиба

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА [c.294]

Расчет зубьев по напряжениям изгиба. По аналогии с расчетом прямозубых колес [см. 5 гл. 19, формулы (19.23)—(19.27)), с учетом особенностей косозубых передач могут быть предложены следующие формулы проверочного и проектного расчетов, в которых сохранено принятое выше обозначение величин [c.302]

Таблица 7.16. Параметры к проверочному и проектному расчету зубьев по напряжениям изгиба по формулам (7.43)—(7.48)

Ниже излагаются методы расчета зубьев по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям сдвига в поверхностном слое. Проверенней методики расчета зубьев на заедание пока не имеется и поэтому она не излагается. Правильный расчет зубьев по контактным напряжениям сдвига в значительной степени гарантирует их от заедания. [c.13]

Рис. 3. 7. Схема сил при расчете зуба по напряжениям изгиба

Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зуб имеет сложное напряженное состояние — см. рис. 8.10. Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдаются концентрация напряжений. Для того чтобы по возможности просто получить основные расчетные зависимости и уяснить влияние основных параметров на прочность зубьев, рассмотрим вначале приближенный расчет, а затем введем поправки в виде соответствующих коэффициентов. Допустим следующее (рис. 8.19) [c.119]

Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Расчет выполняют по аналогии с прямозубыми передачами с учетом увеличения прочности косозубых передач (см. выше). При этом формулы (8.19) и (8.20) для косозубых передач записываются в виде для проверочного расчета [c.129]

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]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Напряжениями сжатия (сравнительно небольшими) будем пренебрегать, так как на растянутой стороне зуба (где возникают усталостные трещины) суммарные напряжения равны разности напряжений изгиба и сжатия, следовательно, расчет только по напряжениям изгиба даст некоторое увеличение запаса прочности. [c.138]

В случае мелкомодульных червячных редукторов с большим числом зубьев колеса (2к >100 зубьев), где напряжения на изгиб могут оказаться решающими, а также для зубьев червячных колес открытых передач проектный расчет ведется по напряжениям изгиба. [c.177]

Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба [c.188]

При расчете прочности зубьев по напряжениям изгиба следует учитывать, что большие напряжения изгиба возникают у корня зуба, где наблюдается концентрация напряжений. [c.176]

Для прочности зубьев по напряжениям изгиба и контактным напряжениям важна не максимальная удельная (т. е. отнесенная к единице длины контактных линий) нагрузка в одном крайнем сечении колес, а усредненная на некотором, хотя и небольшом, участке длины зуба. Это связано с тем, что поломку зуба даже по косому сечению вызывает суммарная нагрузка на некоторой длине (до сечения излома). Точно так же выкрашивание зубьев имеет значение, только если оно происходит на некотором участке длины зуба. Кроме того, следует иметь в виду,, что излагаемый далее расчет дает завышение концентрации нагрузки, так как он не учитывает, что зуб под действием сосредоточенных сил имеет значительно меньшую жесткость у.-кон-цов, чем в средней части. [c.282]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину такие передачи обеспечиваются достаточной смазкой, могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (порядка > 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше ННС 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.22]

Формулы для расчета на прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями по напряжениям изгиба [c.94]

Если расчет зубчатого зацепления на контактную прочность выполняется как проектный, то расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба в закрытых передачах выполняют как проверочный. Этот расчет предупреждает поломку зубьев он обеспечивает надежность передачи в смысле отсутствия опасности усталостного разрушения (излома) зубьев. [c.261]

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

Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Такой расчет выполняют для открытых передач, подверженных износу (передачи сельскохозяйственных машин). Сначала определяют модуль при предварительно принятых числе зубьев Zl и параметре [c.84]

Если в результате расчета окажется Ор2 > прочность зуба по напряжениям изгиба можно повысить путем увеличения модуля передачи или выбора материала с более высокими механическими характеристиками. В первом случае следует произвести пересчет геометрии передачи. [c.197]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба. Размеры поперечных сечений зуба конического колеса изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса (рис. 8.32, а). Все поперечные сечения зуба геометрически подобны. При этом удельная нагрузка q распределяется неравномерно подлине зуба. Она изменяется в зависимости от деформации и жесткости зуба в различных сечениях. Можно доказать, что нагрузка q распределяется по закону треугольника, вершина которого совпадаете вершиной делительного конуса, и что напряжения изгиба одинаковы по всей длине зуба. [c.132]

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба—формула (8.19). Рассчитываем зубья сателлита, так как они подвергаются знакопеременным напряжениям. [c.164]

Расчет на прочность по напряжениям изгиба. По напряжениям изгиба рассчитывают только зубья колеса, так как витки червяка по форме и материалу значительно прочнее зубьев колеса. Точный расчет напряжений изгиба усложняется переменной формой сечения зуба по ширине колеса и тем, что основание зуба расположено не по прямой линии, а по дуге окружности (см. рис. 9.5). В приближенных расчетах червячное колесо рассматривают как косозубое. При этом в формулу (8.32) вводят следующие поправки и упрощения. [c.182]

Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба [c.178]

Так как число зубьев колеса большое (больше 80), проектировочный расчет передачи ведем по напряжениям изгиба, используя формулу (10.29) [c.247]

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]

Проверочный расчет зубьев конических колес по напряжениям изгиба выполняется по формуле [c.464]

Расчет зубьев зубчатых колес на прочность по напряжениям изгиба сводится к определению величины модуля зацепления. [c.213]

Расчет зубьев колес на изгиб. Зубья червячного колеса имеют сложную форму, поэтому расчет напряжений изгиба у их основания является приближенным. Опасное сечение зуба, расположенное у его основания, имеет вогнутую форму. Контактные линии, по которым действует нагрузка, расположены наклонно к основанию зуба. [c.203]

Расчет на прочность зубьев по напряжениям изгиба. При выводе расчетной формулы принимаются следующие допущения. Зуб рассматривается как балка, защемленная одним концом (рис. 16.2, б). Точка приложения силы к зубу при зацеплении перемещается по рабочему участку профиля зуба. Силу, действующую на зуб, принято рассматривать приложенной к вершине зуба, т, е. когда плечо силы относительно наиболее опасного сечения зуба максимально. Перенеся силу F по линии ее действия в точку А, лежащую на оси симметрии зуба, разложим ее на две составляю1цие окружную Ft и радиальную F силы, из которых первая вызывает изгиб зуба, а вторая — его сжатие. Для определения положения наиболее опасного сечения в действительный профиль зуба вписывают параболу, которая своими ветвями касается точек В и С. Вершина параболы находится в точке А. Параболой ограничено поперечное сечение бруса, равное сопротивлению изгиба, поэтому напряжение в любых сечениях зуба будет меньше, чем в сечении ВС. Следовательно, оно и будет наиболее опасным сечением зуба. Максимальные напряжения (сжатия) в точке С наиболее опасного сечения ВС будут по абсолютной величине равны [c.299]

Расчет червячных передач Червячные передачи с колесами из мягких и средней твердости бронз (Бр. ОФ, Бр. ОФН, Бр. ОЦС, Бр, СУРН ) рассчитываются на усталость зубьев по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Червячные колеса из твердых бронз (Бр. А)К, Бр.АЖН) и чугунов рассчитываются на изгиб по усталости и по кон тактным напряжениям из условия сопротивления заеданию. [c.689]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициенза определено ранее в и. 3. Значение коэффициента К, у принимают по рекомендации п. 10 расчета цилиндрических колес, коэффициент 9 -по рекомендации в п. 3. Значение коэффициентов и принимают по табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев [c.24]

Индекс И приписывается всем параметрам, связанным с расчетом по контактным напряжениям, а индекс F — связанным с расчетом по напряжениям изгиба, который выполняют для Н0Н5КН Fu р) зуба, [c.105]

Основные критерии работоспособности и расчета. Червячные передачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В отличие от зубчатых в червячных передачах чаще наблюдаются износ и заедание, а не выкрашивание поверхности зубьев. При мягком материале колеса (оловянистые бронзы) заедание проявляется в так называемом постепенном намазывании бронзы на червяк, при котором передача может еще работать продолжительное время. При твердых материалах (алюминиевожелезистые бронзы, чугун и т. п.) заедание переходит в задир поверхности с последующим быстрым разрушением зубьев колеса. [c.180]

Для предупреждения заедания ограничивают значения контактных напряжений и применяют специальные антифрикционные пары материалов червяк — сталь, колесо — бронза или чугун. Устранение заедания в червячных передачах Eie устраняет абразивного пвноса зубьев, Интенсквкость износа зависит также от значения контактных напряжений. Поэтому расчет по контактным напряжениям для червячных передт является основным. Расчет по напряжениям изгиба [c.180]

Расчет зубьев на прочность состоит и расчета на контактную выносливость рабочих поверхностей, на в шосливость по напряжениям изгиба и при действии максимальной нагрузки. [c.13]

Расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба производят приближенно по аналогии с расчетом косозубых колес, но при этом учизывают различие геометрической формы и характера зацепления зубьев. В частности, принимают во внимание, что зубья червячного колеса примерно на 40% прочнее, чем косозубого, так как, во-первых, во всех сечениях, кроме среднего, зубья червячного колеса нарезаются как бы с положительным смещением, и, во-вторых, длина зуба по дуге окружности его основания больше ширины колеса Ьк- Кроме того, учитывают, что вследствие одно-вpe eннoгo зацепления нескольких зубьев колеса нагрузка на один зуб уменьшается примерно в 1,5 раза. С другой стороны, значительный износ зубьев червячного колеса в процессе длительной работы уменьшает сопротивление изгибу. [c.321]

Индекс F приписывается параметрам, связанным с расчетом по напряжениям изгиба, который выполняют по ножке (от англ. Foot) зуба. [c.177]

Расчет зубьев червячного колеса на изгиб. Этот расчет аналогичен расчету зубьев цилиндрических косозубых колес. При этом в формулу (9.34) вводят следующие поправки и упрощения зубья червячного колеса вследствие дуговой формы (см. рис. 11.6) примерно на 40% прочней зубьев цилиндрического косозубого колеса, что учитывается уменьшением коэффициента формы зуба Y p2, Для червячного зацепления принимают коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y = 0,74 при среднем значении делительного угла подъема линии витка у =10 получим Ур= 1 — у/140 = 1 - 10 7140" = 0,93 и т = = 2 os ух 0,98т. С учетом этих поправок, приняв Kprj =, а Кр = Крр = Крг, получим формулу проверочного расчета зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба [c.254]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...