Расчет зубьев на контактную выносливость

Расчет зубьев на контактную выносливость [c.211]

Влияние коррекции зацепления на нагрузочную способность косозубой передачи рассматривалось в гл. I. Хотя результаты получились в основном отрицательные, нельзя не учитывать, что в дальнейшем могут быть разработаны более эффективные способы коррекции зацепления. С этих позиций представляет интерес теоретическое исследование возможностей коррекции зацепления на базе современных представлений о расчете зубьев на контактную выносливость. На первый взгляд пред- [c.207]

Как указывалось в гл. Ill, характер кривой выносливости для напряжений изгиба и для контактных напряжений один и тот же. Поэтому все дальнейшие рассуждения относятся как к расчету зубьев на контактную выносливость, так и на выносливость по напряжениям изгиба. [c.288]

БАЗОВЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИ РАСЧЕТЕ ЗУБЬЕВ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ (ТАБЛ. 37—39] [c.304]

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость. Вычисляем средний нормальный модуль зацепления (формула 3.4) [c.125]

Расчет зубьев на контактную прочность. Расчет на выносливость по контактным напряжениям основан на использовании решения задачи о напряженном состоянии статически сжатых цилиндрических тел. Максимальные контактные напряжения на поверхности цилиндров определяются по формуле Герца (2.121). Ввиду того, что выкрашивание возникает в районе полюсной линии, в формулу Герца нужно подставить приведенный радиус кривизны для коп- [c.297]

Поскольку в открытых передачах отсутствует усталостное выкрашивание, расчет их на контактную выносливость не производят. Однако, чтобы предупредить возможное пластическое деформирование или хрупкое разрушение поверхностен зубьев, проверяют по формулам (1) и (9) нормальное контактное напряженке в поверхност- [c.465]

Для расчета активных поверхностей зубьев на контактную выносливость согласно ГОСТ 21354—75 определяют расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, кгс/мм [c.189]

Расчет передачи на контактную выносливость. Согласно рекомендациям (см. с. 61) принимаем пропорционально понижающиеся зубья (форма I). Вычисляем начальный диаметр [c.121]

Расчет передачи на контактную выносливость. Согласно рекомендациям (см. с. 61) принимаем понижающиеся зубья, у которых вершины конусов делительного и впадины не совпадают (форма II). [c.124]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

При проектировочном расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяется начальный диаметр меньшего центрального колеса (шестерни) [c.169]

Двустороннее приложение нагрузки в колесе g при расчете на контактную выносливость не учитывается, так как работают разные стороны зуба. При расчете на изгиб двустороннее приложение нагрузки учитывается при определении допускаемого напряжения введением коэффициента /С/- = 0,70...0,75. [c.170]

Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев можно проводить по формуле [c.171]

Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев [c.187]

МЕТОД РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ ЗУБЬЕВ [c.608]

Расчет на контактную выносливость зубьев 607—615 [c.759]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

Как было сказано, характерными особенностями работы червячных передач являются Виды разрушения, большие скорости и неблагоприятные условия смазки, особенно в полюсной зоне. Поэтому при больших нагрузках в этой зоне появляется заедание, приводящее к постепенному разрушению зубьев червячного колеса. Заедание особо опасно для колес, изготовленных из безоловянных бронз и чугуна. Оловянные бронзы более стойки против заедания, но у них низкая контактная прочность, поэтому заеданию предшествует усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев колеса. Поскольку интенсивность заедания зависит от величины контактных напряжений, расчет на контактную выносливость для червячных передач является основным. [c.310]

Расчет на контактную выносливость зубьев 1.608—615 Расчет на прочность 1.603—607 [c.642]

В приведенных наибольший вращающий момент на шестерне в кГ м, определяемый с учетом сил инерции, возникающих в приводе. Не учитывают только те пиковые нагрузки, число циклов действия которых на каждый зуб шестерни не превосходит 10 за весь расчетный срок службы передачи К ц — по формуле (5) с учетом при.мечания к табл. 19 К/) — то же, что и при расчете на контактную выносливость Р — коэффициент, учитывающий наклонное (к основанию) расположение опасного сечения зуба косозубого (шевронного) зубчатого колеса (фиг. 24) — коэффициент, учитывающий переход от расчета зуба по наклонному опасному сечению к расчету зуба по его основанию (фиг. 25). [c.459]

Расчет на контактную выносливость. Так как контактная деформация носит местный характер, то для упрощения вместо сжатия зубьев рассматривают сжатие двух цилиндров, радиусы которых Р1 и Рг соответственно равны радиусам кривизны профилей зубьев шестерни и колеса в зоне контакта см. рис. 5). При сжатии двух цилиндров на их границе образуется площадка контакта, ширина которой 2а возрастает с увеличением нагрузки (рис. 6, а, б). Поэтому среднее контактное напряжение = ш /2а увеличивается медленнее, чем сила [c.185]

Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.. Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления - [c.188]

РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ АКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ [c.219]

При расчете на выносливость при изгибе зубьев с нешлифованной переходной поверхностью с твердостью НВ > 350 величина т = 9 в остальных случаях изгиба зубьев и при расчете на контактную выносливость т — 6. [c.225]

При расчете зубьев с углом наклона Р О на контактную выносливость отнесенная к наименьшей суммарной длине контактных линий [c.226]

Расчет зубьев червячных колес на контактную выносливость 60-63 [c.412]

Для силовых механизмов модуль определяют расчетом зубьев колес на контактную выносливость и выносливость при изгибе по ГОСТ 21354—75. [c.96]

Следовательно, имеет место довольно значительное отличие условий работы находящихся в зацеплении зубьев от предпосылок, положенных в основу вывода выражения (38) гл. 13 для наибольшего давления между соприкасающимися круговыми цилиндрами, с параллельными осями. Несмотря на это. выражение (38) гл. 13 все же лежит в основе расчета рабочей поверхности зуба на контактную прочность (выносливость). Соответствующий выбор допускаемых значений давлений, проверенных практикой применения зубчатых передач, позволяет получать достаточно хорошие результаты. [c.411]

Исходные данные для проектировочного расчета и порядок предварительного вычисления параметров приведены в табл. 4.35 и 4.36 расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и на условие отсутствия заедания поверхностей зубьев — в табл. 4.37 и 4.38 в табл. 4.39 дан расчет на прочность зубьев прн изгибе, в табл. 4.40 — механические характеристики материалов для венцов червячных колес. [c.138]

Расчет рабочих поверхностей аубьев на сопротивляемость пиковым нагрузкам. Напряжение создаваемое в поверхностном слое зубьев при действии наибольшего момента (даже если он не учитывался при расчете зубьев на контактную выносливость), не должно превышать предельного значения [< ] ов. пр (табл. 23) [c.459]

При расчете зубьев на контактную выносливость исходят из следующих положений а) силу нормального давления = 0 считают приложенной в полюсе зацепления Я (рис. 65, а) Р —Ff/ osa , б) зубья рассматривают как цилиндры с образующей длиной Ь и радиусами кривизны р1 = 0,5 1з1па р2 = 0,5Й2 3ша = 0,5ы ,з1па. Для непрямозубой передачи (см. ниже) форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого = ф соз р, а суммарная длина контактной линии Ь = 1х = Ьва/соз Рь. Приведенный радиус кривизны (см. занятие 2) [c.92]

Расчеты на изгиб обычно ведут в форме проверочных, так как необходимые данные оказываются известными после п )0-ектировочного расчета на контактную выносливость активных ю-верхностей зубьев. [c.172]

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 на контактную выносливость. Расчет нрециазиачеп для предотвращения усталостного выкрашивания активных (рабочих) иоверхиостей зубьев. Расчетное контактное напряжение в полюсе зацеппеиия, кгс/мм [c.352]

Кривая усталости. Для шестерен кривые усталости представ ляются в виде степенной зависимости (2.16). Согласно работам [2. В7, ПО], параметры наклона кривой контактной усталости та и кривой изгибной усталости /Пр зубьев можно считать постоянными и равными соответственно = 6 и = 9. Базовое число циклов нагружения принимается равным JV — 4-10 циклов при расчете зубьев на изгиб и jVh = 1,2-10 циклов — при расчете на контактную выносливость. Исключение составляют шестерни, изготовленные из сталей ЗОХ и 35Х, подвергнутые цианированию, для которых Np = 2-10 циклов. Для шестерен из стали 55ПП, подвергнутых поверхностной закалке ТВЧ по контуру, следует принять = 6, Np = 1,5-10 циклов и Л/д = 10 циклов [2]. [c.142]

Примечание. JVjjei — эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни гфй расчете на контактную выносливость (ГОСТ 21354-87) JVjjoi базовое число циклов перемены напряжений для материала шестерни по ГОСТ 21354—87 (iVjjol W )- [c.46]

Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев (проверочный расчет). В основу расчета передач Нови сова на прочность положен метод из Методических рекомендаций МР24—81 Передачи зубчатые Новикова цилиндрические с твердостью поверхностей зубьев <320 НВ. Расчет на прочность . Проверочный расчет на прочность активных поверхностей зубьев выполняется по формуле [c.62]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...