Коэффициент прочности зубьев

Из-за дуговой формы зуба и в связи с переменной толщиной зуба колеса считают, что зуб червячного колеса на 20. .. 40% прочнее зуба косозубого колеса. В соответствии с этим коэффициент прочности зуба Уд для червячных колес определяется в зависимости от 2 , = г/соз следующими значениями [c.250]

Выражение 6(х/< У7 , обозначаемое через Ур, называют коэффициентом формы зубьев или коэффициентом прочности зубьев по местным напряжениям. Он зависит от числа зубьев. Значения Ур по ГОСТ 21354—75 следующие [c.210]

Коэффициент прочности зуба червячного колеса [c.133]

Коэффициент прочности зуба червячного колеса Ур Рис. 4.13 Ур= 1,9 [c.145]

Коэффициенты прочности зубьев с вогнутым профилем при одной линии зацепления и зубьев при двух линиях зацепления Уа выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев Л(, = z/ os Р [c.317]

Коэффициент прочности зубьев 317 [c.647]

Yf — коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев [см. пояснения к формуле (3.23) ] [c.187]

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Yp выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев z i и г з [см. пояснения к формуле (3.23)] [c.211]

Ур — коэффициент прочности зуба по местным напряжениям [c.217]

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Yp выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев (см. 3.3) [c.256]

Коэффициенты прочности зуба по местным напряжениям Ypi = 3,88 и Ур = 3,60 [см. формулу (3.22), (3.23) и пояснения к ним]. [c.273]

Коэффициенты прочности зубьев [c.115]

Коэффициенты прочности зубьев червячных колес [c.142]

Выбор рациональных коэффициентов смещения является одной из основных и наиболее сложных задач. От коэффициента смещения зависит форма зуба, наличие или отсутствие подрезания, концентрация напряжений, т. е. изгибная прочность зуба. С увеличением смещения активный профиль перемещается на участки эвольвенты с большими радиусами кривизны, что приводит к увеличению контактной прочности зуба. С изменением смещения изменяются также скорость скольжения и удельные скольжения, т. е. абразивное изнашивание активных поверхностей зубьев. Увеличение смеще- [c.27]

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]

Для учета влияния этих факторов на прочность зубьев номинальную нагрузку при расчете несколько увеличивают введением так называемого коэффициента нагрузки (см. также 4 гл. 15) [c.290]

Конические передачи с косыми и криволинейными зубьями приближенно рассчитывают по формулам (20.25) и (20.26), но с введением в знаменатель подкоренного выражения коэффициента учитывающего большую прочность зубьев этих колес по сравнению с прямозубыми. На основании опытных данных [c.310]

Шестерню изготовляют с положительным смещением хС>0, а колесо — с отрицательным Ха<0, но так, что х =х или суммарный коэффициент смещения Х2=Хх+Х2=0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при хе—О делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяется также межосевое расстояние и высота зуба Л, но изменяется соотношение высоты головки и ножки. Такой вид смещения позволяет получить примерно равную прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб и существенно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу. [c.340]

Число зубьев 21 влияет на ряд качественных показателей передачи. С увеличением 21 повышается плавность работы передачи (возрастает коэффициент е ), но прочность зубьев уменьшается. С уменьшением 21 увеличивается прочность зубьев и уменьшаются габариты передачи. Однако при 21<17 появляется подрезание зубьев (см. рнс. 3.89), для передач редукторов рекомендуется 21= 20...25. [c.354]

Kfv) — коэффициент, учитывающий при расчете на контактную (изгибную) прочность зубьев динамические нагрузки в зацеплении от погрешностей и деформаций зубьев [c.585]

Коэффициенты прочности зубьев к расчету поместным Ур и номинальным Унапряжениям [c.297]

Коэффициент прочности зуба черщчного колеса (табл, V.1.34) [c.206]

Для косозубых колес при определении Ур пользуются величиной 2 = г/со53 р. Следует помнить, что Ур — безразмерный коэффициент, величина которого зависит от формы зуба. Если материал шестерни и колеса одинаков, то расчет на изгиб ведут только по шестерне, которая имеет более тонкий зуб у основания, и, следовательно, большие значения коэффициента прочности зубьев [c.169]

В этих формулах Урн и Ур — коэффициенты прочности зубьев соответственно по номинальным и по местным напряжениям (см. табл. 35). Урн представляет собой номинальное напряжение в опасном сечении зуба при т = и = 1, а Тр — местное напрян1ение при тех же условиях [c.262]

Если материал колес одинаковый, то расчет ведут по шестерне, которая имеет более тонкий зуб у основания и, следовательно, большие значения коэффициента прочности зубьев У р. Соответственно в формуле под 2, Ур и М понимают 1, Ур- и. Если материал н1естерни более прочен, чем материал колеса (что обычно бывает при больших передаточных числах), то расчет ведут по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение [о]и/Ур- Целесообразно, чтобы [ст]и1/Ук1 [о]и2/Уг- [c.265]

Коэффициент прочности зубьев выбирают по табл. 35 для цилиндрических колес но эквивалентным или биэквивалентным числам зубьев. [c.303]

Км — коэффициент масштабного фактора (см. табл. 4.17) Уг— коэффициент прочности зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев 2о=2/созф. [c.64]

Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки. Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Гпик- Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки А пер = Рпт/Р> где Т= —максимальный из длительно действующих (номинальный) момент (см. рис. 2.2). [c.36]

На рис. 9.21 дан чертеж общего вида одноступенчатого редуктора со сварным цилиндрическим колесом. Ведущий вал вращается с угловой скоростью 59,6 рад/сек. Требуется определить номинальную мощность, которую может передать редуктор, из условия контактной прочности зубьев колеса, если допускаемое контактное напряжение [а] = 500 Мн1м . Коэффициент нагрузки К = 1,2. [c.163]

Винт домкрата путеукладочной машины приводится в движение через червячный редуктор (рис. 16.4). Выяснить исходя из приведенных ниже данных, что ограничивает предельную нагрузку рассматри ваемой конструкции прочность винта, его устойчивость, контактная прочность зубьев червячного колеса или их прочность на изгиб. Винт изготовлен из стали Ст.4, резьба винта трапецеидальная однозаходная по ГОСТу 9484—60, наружным диаметром 44 мм и шагом 8 мм. Свободная длина винта 1,8 м, коэффициент запаса устойчивости [п ] — 4 (при расчете на устойчивость рассматривать винт как стойку, имеющую один конец, защемленный жестко, а второй свободный). Червячное колесо изготовлено из чугуна СЧ 18-36 число зубьев 2 = 38 модуль зацепления = = 5 мм. Червяк однозаходный диаметр делительного цилиндра = 50 мм угловая скорость вала червяка = 48 рад1сек. Недостающие для расчета данные выбрать самостоятельно. [c.262]

В обнгем случае выбор оптимальных коэффициентов смещения, наилучшим образом удовлетворяющих конкретным требованиям, предъявляемым к данной передаче, представляет собой одну из наиболее сложных задач ее проектирования. При этом следует учитывать, что более полное использование одного преимущества, например повышения контактной прочности зубьев за счет выбора большого коэффициента суммы смещений хх, может вызвать ухудшение других показателей передачи (заострение зубьев, уменьшение коэффициента перекрытия, внедрение головки зуба одного колеса в переходную кривую другого и т. д.), [c.279]

Качественные показатели. Рассмотрим качественн1)1е показатели, которые дают возможность оценить передачу в отношении плавности и бесшумности зацепления, возможного износа и прочности зубьев, а также сравнить ряд передач по тем же показателям. Такая о[ ,еика важна для рационального назначения расчетных коэффициентов смснюния при проектировании зубчатых передач. [c.377]

Основные параметры передачи. Модуль зубьев т нужно выбирать минимальным, так как с его увеличением растут диаметры и масса заготовок. По условиям контактной усталости при данном Цц, модуль и число зубьев могут иметь различные значения, лишь бы соблюдалось равенство т гМ-г- =2аи,. С уменьшением модуля улучшается плавность работы передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия е ), уменьшаются шум, трудоемкость обработки колес и потери на трение (уменьшается скольжение), что увеличивает надежность против заедания, но при этом понижается прочность зубьев на изгиб. Поэтому в силовых передачах не рекомендуется брать модуль меньше 1,5 мм, В передачах редукторов общего назначения при твердости зубьев Я НВ350 модули нужно принимать в пределах т— (0,01...0,02)Ди,, а при Я>НВ350— в пределах т= (0,016...0,0315)Ц( с последующей проверкой прочности зубьев по напряжениям изгиба по формуле (3.123) или (3.126). Кроме того, рекомендуется модули определять по приближенным формулам (3.124), (3.127) и (3.129). В этом случае проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба не требуется. [c.354]

Kfifi (Kf ) — коэффициент, учитывающий при расчете на контактную (изгибную) прочность зубьев неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [c.585]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...