Расчет зубьев на контактную прочность и на изгиб

Коэффициенты динамической нагрузки учитывают возникновение в зацеплении колес дополнительных динамических нагрузок. Зависят от окружной скорости колес, точности их изготовления и сборки, упругости зубьев и др. Влияние динамических нагрузок при расчете зубьев на контактную прочность и на изгиб [c.193]

Расчет зубьев на контактную прочность и на изгиб [c.148]

Какие поправочные коэффициенты вводят в формулы расчета зубьев на контактную прочность и на изгиб в чем причина введения этих коэффициентов и от чего они зависят [c.290]

По каким зубчатым колесам производят расчет зубьев на контактную прочность и на изгиб (по колесу или по шестерне) [c.290]

Рассчитаем зубья на контактную прочность и на изгиб. Из расчета на контактную прочность определим требуемое конусное расстояние передачи Ь. Так же, как и в примере 13, примем коэффициент концентрации нагрузки = 1 и коэффициент динамической нагрузки — 1,3. [c.285]

В червячных передачах, аналогично зубчатым, зубья червячного колеса рассчитывают на контактную прочность и на изгиб. Как отмечалось выше (см. 15.8), в червячных передачах кроме выкрашивания рабочих поверхностей зубьев велика опасность заедания и изнашивания, которые зависят от значений контактных напряжений сг//. Поэтому для всех червячных передач расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжениям изгиба — проверочным. [c.221]

Червячные передачи рассчитывают на контактную прочность и на изгиб зубьев червячного колеса. Расчет на контактную прочность является основным, а расчет по напряжениям изгиба — проверочным, так как кроме выкрашивания зубьев возможны заедание и изнашивание, интенсивность которых зависит от величины контактных напряжений. [c.147]

При расчете зубьев на изгиб по формулам (306)—(308) величины N, п , К, i, Л, L, В, т, т и бывают уже известными при расчете или после расчета зубьев на контактную прочность. Остальные величины, по которым производится расчет зубьев на изгиб по формулам (306)—(308), определяются следующим образом. [c.158]

Методические рекомендации устанавливают метод расчета активных поверхностей зубьев силовых зубчатых передач внешнего зацепления на контактную прочность и на прочность зубьев при изгибе. Они распространяются на зубчатые колеса и исходным контуром по ГОСТ 15023—76 (модуль 1,6—16 мм), работающие в закрытом корпусе с окружной скоростью не более 20 м/с, при температуре окружающего воздуха —40- -+100 °С. Передачи могут быть встроенными или выполняются в виде самостоятельных агрегатов. [c.92]

Так как поломка зубьев и выкрашивание их рабочих поверхностей являются самыми опасными и наиболее распространенными видами разрушения зубьев, и так как достаточно обоснованные методы расчета зубьев на абразивный износ и на заедание пока не разработаны, то соответственно расчет зубьев зубчатых колес на прочность производят на изгиб и на контактную прочность. [c.240]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

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]

Отсюда очевидно, почему для зубчатых колес редукторов характерны широкие венцы и большие значения отношения фт. Только в тех случаях, когда в редукторах применяют колеса, зубья которых после термической или химико-термической обработки получают высокую твердость рабочей поверхности (ЯВ 350), может оказаться, что размеры передачи, вообще лимитируются расчетом зубьев на изгиб, а не на контактную прочность. [c.156]

Опыт эксплуатации зубчатых муфт показывает, что выход их из строя обусловливается износом и разрушением контактных поверхностей зубьев. Сложность точного учета условий работы зубьев муфты затрудняет возможность разработки надежной методики их расчета. Имеющиеся в литературе методы расчета зубьев на изгиб громоздки и приближенны. Поэтому представляется более удобным ограничиваться пока методом подбора муфт по ГОСТ 5006—55, где зубчатые муфты рекомендуется выбирать по наибольшему диаметру концов соединяемых валов с последующей проверкой прочности муфты по формуле. [c.19]

Рассчитаем зубья передачи на контактную прочность и изгиб. Из расчета зубьев на контактную прочность вычислим межосевое расстояние передачи по формуле (12.61). Определим значения величин, входящих в данную формулу. [c.217]

Проверочный расчет на контактную прочность косозубых и шевронных колес производится аналогично расчету прямозубых колес. Расположение зубьев в косозубом зацеплении повышает коэффициент перекрытия, так как одновременно находится в зацеплении Несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб и повышает его контактную прочность, увеличивает прочность зубьев на изгиб, уменьшает динамические нагрузки. Для учета повышения контактной прочности косых зубьев по сравнению с прямыми в формулу (3.21) вводят коэффициент 0 (см. шаги 3.57 и 3.58). [c.115]

Размеры колес закрытых передач, зубья которых чаще всего разрушаются из-за поверхностного выкрашивания, определяют расчетом на контактную прочность и проверяют на прочность по изгибу. [c.161]

Червячные передачи, как и рассмотренные ранее зубчатые передачи, рассчитываются на прочность зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Так как материал червяка обладает более высокими механическими качествами, чем материал колеса, то расчет ведется на прочность зубьев колеса. [c.199]

При работе зубчатых передач наблюдаются следующие основные повреждения и разрушения зубьев колес усталостное выкрашивание, излом, абразивный износ, заедание. Причинами указанных повреждений могут быть неправильность расчета и конструирования передачи, нарушение технологии ее изготовления и несоблюдение правил эксплуатации. Те или иные повреждения и разрушения характерны для определенных условий работы зубчатых передач. В закрытых передачах основным видом повреждения является усталостное выкрашивание, поэтому такие передачи рассчитываются на контактную прочность и проверяются на изгиб. В открытых передачах вследствие значительного абразивного износа усталостного выкрашивания не наблюдается, и такие передачи рассчитываются на изгиб. [c.139]

Расчет зубьев на изгиб. Прочность косых зубьев на изгиб выше, чем прямых. Это объясняется более благоприятным распределением удельной нагрузки по длине контактной линии зубьев и распределением нагрузки на несколько зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. [c.230]

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]

Интенсивность выхода из строя зубчатых колес зависит, в первую очередь, от значений напряжений, возникающих в зубьях. Эти напряжения зависят, с одной стороны, от прикладываемых нагрузок, а с другой — от геометрических колес и зубьев. Для обеспечения необходимого срока службы зубчатых передач надо рассчитать параметры зубчатой передачи так, чтобы они обеспечивали достаточную контактную прочность и прочность на изгиб. Методы расчета на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач с модулем т 1 мм стандартизован (ГОСТ 21354—75)." Стандартом предусмотрены следующие виды расчетов [c.200]

При проектировании передач размеры их обычно определяют из расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев. Что же касается изгибной прочности зубьев, то при размерах Ьа> и dwi, найденных из расчета на контактную прочность, обычно удается подобрать такое 2j (и, следовательно, т), при котором напряжение изгиба не превышает допускаемого. Исключение составляют передачи кратковременного действия и в первую очередь реверсивные с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев. [c.623]

Коэффициенты неравномерности рас-преде.ления нагрузки (концентрации нагрузки) по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность Кц и при расчете на изгиб Кр зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, износа подшипников, погрешностей изготовления и сборки, вызывающих перекашивание зубьев сопряженных колес относительно друг друга, последнее увеличивается с увеличением ширины венца bj, поэтому ее ограничивают (значения bj регламентируются рекомендуемыми пределами значений vj/,,). [c.191]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Закрытые передачи рассчитывают на предупреждение выкрашивания рабочих поверхностей зубьев и их поломки (изгиба). Размеры передачи определяют расчетом на контактную прочность, а расчет зубьев на изгиб носит проверочный характер с целью определения минимально возможного значения модуля. [c.134]

Расчеты передач фрикционные на контактную усталость ременные по тяговой способности и на долговечность зубчатые на прочность зубьев при изгибе на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на предупреждение заедания червячные на контактную усталость поверхностей зубьев колеса, на предупреждение заедания, на предупреждение излома зубьев колес и на нагрев глобоидные на износ и нагрев цепные на износостойкость шарниров. [c.145]

Если при проверочном расчете зубьев на изгиб величина действительного напряжения на изгиб не превышает значения допускаемого напряжения на изгиб [а ] и величина максимального напряжения на изгиб а не превышает допускаемого предельного напряжения на изгиб [о ] пр, то это значит, что зубья будут прочными не только на контактную прочность, но к на изгиб. Если бы при проверке зубьев на изгиб потребовалась бы большая величина модуля зацепления, то для цилиндрической зубчатой,передачи необходимо уменьшить сумму зубьев колес г , а для конической передачи увеличить- модуль зацепления или для зубьев той и другой передачи взять более прочный материал. [c.164]

Зубья червячных колес редукторов в основном рассчитываются на контактную прочность по напряжениям сжатия или сдвига и затем проверяются расчетом их на изгиб. [c.195]

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]

Проверочный расчет передачи при действии предельных нагрузок (второй расчетный случай) производим на контактную прочность (отсутствие деформаций поверхности зубьев) и на изгиб. [c.139]

Особенности расчета конических зубчатых колес на долговечность по контактным напряжениям и на прочность по изгибу при применении упрощенного метода расчета. Мощность конической передачи N в л. с., допускаемая по сопротивляемости поверхностных слоев зубьев выкрашиванию, определяется по формуле [c.211]

Пример S. Определить момент, который может передать закрытая прямозубая коническая передача (см. рис. 9.8, с) с межосевым углом 6j90° из расчета зубьев на контактную прочность и изгиб, если модуль =5 мм, число зубьев колес 2, =20, 22=40, частота вращения шестерни n = 540 об/мин, материал шестерни — сталь 50 Г нормализованная сгд = 688 Н/мм , НВ 210. . . 230. Материал колеса — сталь 45 нормализованная 0 = 549 Н/мм , НВ 180. . . 210. Передача нереверсивная. Режим работы передачи стационарный (нагрузка постоянная). Срок службы Lf = 10 000 ч. [c.211]

Передача А (см. рнс. 1.3, а). Размеры зубчатых колес определяют из расчета зубьев на контактную прочность к значительно реже — из расчетов зубьев на изгиб. Диаметры зубчатых колес передач, предназначенных для многочасовой ежедневной работы, найденные из условия обеспечения требуемой работоспособности подшипников сателлитов, когут превысить диаметры, полученные из условия прочности зубьев. Эта возможность увеличивается с ростом твердости активных поверхностей зубьев и угловой скорости, а также с уменьшением параметра р = гь а- [c.114]

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]

Правильно спроектированные передачи должны быть рассчитаны так, чтобы избежать любую из возможных причин повреждения зубьев. В соответствии с этим, зубчатые передачи рассчитываются на выносливость рабочих поверхностей, т. е. на контактную прочность, и па предотвращение излома зубьев. Первый расчет является осповпйм для закрытых передач расчет на изгиб является основным для открытых передач и проверочным для закрытых, поскольку, как показывают расчеты, размеры передачи, определенные из условий контактной прочности, обеспечивают достаточную прочность и на изгиб. [c.217]

Прп этом в подавляющем большинстве случаев расчетные напряжения изгиба в зубьях, размеры которых установлены из расчета на контактную прочность, весьма невелики — значительно ниже допускаемых напряжений. При определенных параметрах зацепления, материа. ах зубчатых колес и их термической обработке. может оказаться, что проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба дает неуловлетворител1,ный результат и, следовательно, размеры зацепления должны быть определены из расчета зубьев на изгиб. [c.43]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

Расчет зубьев на изгиб, как и расчет на контактную прочность, производят с учето.м ряда факторов, влияющих на сопротивление усталости зубьев при изгибе и выражаемых различными коэффициентами теоретическим коэффициентом концентрации напряжения в расчетном сечении зуба коэффициентом р формы зуба коэффициентом учитывающим перекрытие зубьев коэ( ициентом Ур наклона зубьев коэффициентом распределения нагрузки между зубьями (см. [c.190]

Червячные передачи рассчитывают так же, как и зубчатые, на контактную прочность и изгиб зубьев. Рассчитывают именно зубья колеса, имеющие меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки нарезки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную прочность должен обеспечить не столько отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, сколько отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей. При венцах червячных колес, изготовленных из чугуна или твердых безоловянных бронз, опасность заедания несравненно больше опасности усталостного разрушения рабочих поверхностей. Для этих материалов контактные напряжения ограничивают величинами, установленными на основе эксперимента и эксплуатационных данных и гарантирующими от опасности возникновения заедания (см. табл. 5.9). Для открытых червячных передач (независимо от материалов) опасность заедания еще более существенна, чем для закрытых, поэтому в отличие от зубчатых открытых червячные передачи рассчитывают на контактную прочность. Следовательно, для червячных передач во многих случаях расчет на ко.чтактную прочность является косвенным расчетом на отсутствие заедания. [c.116]

Так как контактные напряжения являются причиной усталостного разрушения, то основным критерием работоспособности и расчета закрытых передач является контактная усталость рабочих поверхностей зубьев. При этом расчет зубьев на изгиб производят как проверочный. Однако при твердости поверхностей зубьев Я>ННС50...60 решающее значение может иметь не контактная прочность, а прочность на изгиб, которую и принимают за основной критерий работоспособности и расчета как открытых, так и закрытых передач. [c.349]

Червячные передачи рассчитывают из условия Расчет червячных прочности зубьев на изгиб и на контактные передач на напряжения сдвига поверхностного слоя зубьев аГпроект Дсчет червячного колеса. Однако в отличие от передач с цилиндрическими зубчатыми колесами в червячных передачах расчет на контактную прочность производится для открытых и закрытых передач. В данном случае такой расчет является также (условно) и расчетом на отсутствие заедания, поскольку как самостоятельная задача методика этого расчета до настоящего времени окончательно не предложена. [c.346]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...