Расчеты на контактную выносливость и на выносливость при изгибе

Для определения долговечности зубчатых колес необходимо выполнять два вида расчета на контактную выносливость и на выносливость при изгибе [8, 28, 110 и др. ]. [c.140]

РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ И НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ [c.50]

На некоторых режимах передача может вращаться вхолостую, не передавая вращающего момента (Юном — 0), однако динамические нагрузки при этом могут действовать. Величину W определяют в этом случае непосредственно из динамического расчета. При расчете на контактную выносливость и на изгиб коэффициенты нагрузки могут иметь разные значения. [c.190]

Размеры мелкомодульных малогабаритных червячных передач точных приборов, работающих с незначительными нагрузками, выбирают в соответствии с требуемой кинематикой с учетом конструктивно-технологических особенностей. При работе передачи со знакопеременными нагрузками и при вибрациях целесообразно проводить поверочный расчет на контактную выносливость и выносливость при изгибе. [c.97]

Рнс. к. Завнсимость коэффициента приработки от твердости поверхности зубьев колеса при работе на постоянном режиме сплошные линни соответствуют расчету на контактную выносливость штриховые линии — расчету иа изгиб [c.197]

Теплопрочные стали используют для тяжелонагруженных шестерен летательных аппаратов. Несмотря на минимальные потери энергии в зубчатых передачах, благодаря повышению точности изготовления зубчатых колес температура на рабочих поверхностях достигает 200-300 °С при работе в масляных ваннах. Зубчатые колеса из этих сталей содержат повышенное количество карбидов в рабочем слое, так как при цементации содержание углерода доводят до 1,2-1,6 %.Карбиды в слое обеспечивают повышение износостойкости и предела контактной выносливости. Термическое упрочнение предусматривает высокий отпуск перед закалкой детали. Образовавшиеся во время отпуска карбиды не растворяются полностью при нагревании под закалку. Для предварительных расчетов зубчатых колес на долговечность регламентированы пределы контактной выносливости и пределы выносливости зубьев при изгибе (ГОСТ 21354-87) с учетом условий обработки колес. [c.101]

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

Обычно при твердости рабочих поверхностей НВ < 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют расчетом на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев. Расчет зубьев на изгиб в этом случае носит поверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.240]

Для предварительных расчетов зубчатых колес на долговечность регламентированы пределы контактной выносливости и пределы выносливости зубьев при изгибе (ГОСТ 21354-87) с учетом условий обработки колес (табл. 1.2.11, 1.2.12). [c.62]

Эквивалентное число циклов следует определять с учетом полных действующих напряжений на каждом режиме, т. е. с учетом коэффициентов, входящих в формулы (31)—(33), и их изменений по режимам. Так как номинальные напряжения изгиба пропорциональны крутящему моменту Ту, а номинальные контактные напряже-ния Одд пропорциональны /Ту, формулу (174) МОЖНО представить в виде при расчете на контактную выносливость [c.221]

Расчет зубьев колес на выносливость при изгибе. Витки червяка на прочность не рассчитывают, так как материал червяка, как правило, значительно прочнее материала колеса. В расчете зубьев колеса используют те же допущения и соотношения, что и при расчете косозубого колеса, но вводят поправки, учитывающие особенности формы зубьев и положение контактных линий. [c.188]

При проектировании редукторов для серийного изготовления следует принимать z- , z m и q ъ Соответствии с ГОСТ 2144—66 (см. табл. 5.2). Основные размеры зацепления, получаемые в результате расчета на контактную прочность, следует проверить расчетом зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [c.118]

В зацеплении одновременно находится 10—50% зубьев каждого из колес, что определяет высокую плавность и уменьшает шум при работе механизма и обеспечивает снижение напряжений (особенно контактных напряжений смятия). Последнее позволяет производить расчет на прочность только по напряжениям на выносливость зубьев изгибу. Волновые механизмы обладают повышенной кинематической и циклической точностью при средней точности изготовления отдельных звеньев. [c.132]

ГОСТ 21354—75 рекомендует следующие расчеты зубьев передач 1) на контактную выносливость в целях предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев 2) на контактную прочность при действии максимальной нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя 3) на выносливость при изгибе для предотвращения усталостного излома зубьев 4) на малоцикловую выносливость нри изгибе с целью предотвращения излома зубьев от малоцикловой усталости при плавном и ударном нагружении (см. приложение 1 к ГОСТ 21364—75) [c.40]

После предварительного определения модуля т и других размерных параметров передачи их согласуют со стандартными, уточняют значения коэффициентов и проводят проверочный расчет на выносливость при изгибе по формуле (19.11) и контактную выносливость по формуле (19.2). [c.210]

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]

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]

Структура расчетных формул на контактную прочность активных поверхностей зубьев и на выносливость их при изгибе максимально приближена к зависимостям, используемым при расчете зубьев эвольвентных передач по ГОСТ 21354—75. Приведены все необходимые данные для составления алгоритма расчета передач с зацеплением Новикова на прочность с использованием ЭВМ. [c.92]

При расчете рабочей поверхности зубьев червячного колеса на выносливость по контактным напряжениям или на заедание, а также при расчете тела зубьев на выносливость по напряжениям изгиба за номинальную нагрузку принимается наибольшая из длительно действующих нагрузок. Кратковременные пиковые нагрузки (перегрузки) при этом могут не учитываться. О величинах, не учитываемых при выборе номинальной нагрузки, перегрузок и недогрузок для каждого данного материала червячного колеса сказано ниже (см. гл. ХУП). Там же излагается метод проверки на перегрузку червячной передачи, спроектированной из расчета на выносливость или на заедание. Проверка имеет целью установить контактные напряжения и напряжения изгиба в зубьях колеса в момент действия кратковременной пиковой нагрузки. Эти напряжения не должны превышать допускаемых для этих условий. [c.375]

Ограничения в отношении учета максимальных и минимальных крутящих моментов при расчете на выносливость по напряжениям изгиба те же, что и при расчете на выносливость по контактным напряжениям. [c.409]

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]

Из анализа повреждений зубчатых передач следует, что работоспособность закрытых передач в основном зависит от контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. Поэтому при твердости рабочих поверхностей зубьев НВа 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют из условия контактной прочности. Расчет зубьев на изгиб в это.м случае носит проверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.46]

При расчете деталей на контактную прочность можно принимать йд= 0,65, при расчете на изгиб йдр 0,8. Коэффициент определяется в зависимости от расчетного числа гр сч циклов нагружений детале и показателя степени т уравнений кривой выносливости. Расчетное число циклов нагружения определяется по формуле [c.48]

Предел выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа Допускаемое напряжение соответственно при расчете на выносливость при изгибе и контактную прочность, МПа Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа Предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа [c.56]

Расчетные формулы для цилиндрических колес приведены в табл. 3,13, для конических — в табл. 3.14. В таблицах Тя1 и Тр — соответственно расчетный крутящий момент на шестерне при расчете на контактную выносливость и выносливость при изгибе. [c.70]

Исходные данные и обозначения Расчот па контактную выносливость Расчет на выносливость при изгибе [c.354]

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]

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]

В ( юрмулах (8.21) и (8.22) коэффивд1ент нагрузки К = Kh Khv при расчете на контактную выносливость или К = Kf Kfv при расчете на выносливость при изгибе К = I при постоянной нагрузке и скорости у < 3 м/с К =1,1...1,4 при переменной нагрузке и d > 3 м/с. [c.148]

Следует учесть, что при проверке на изгиб зубьев (с твердостью <НВ350) закрытой передачи, размеры которой определены из расчета на контактную выносливость, обычно оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Этот результат не должен рассматриваться как недогрузка передачи и ее параметры изменять не следует. [c.100]

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]

Кривые усталости материала по контактным напряжениям подобны кривым усталости по напряжениям изгиба, растяжения — сжатия и другим (см. курс Сопротивление материалов и рис. 8.39). Здесь, так же как и при других напряжениях, имеется точка перелома кривой усталости при числе циклов NнG и соответствующий предел выносливости Стяит- По (Тяци, определяют допускаемые напряжения при расчете на усталость по контактным напряжениям. [c.128]

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]

Необходим также проверочный расчет зубьев на выносливость поверхностных слоев-зубьев под действием контактных нанрлж ниМ и на усталостную прочность при изгибе зубьев. При выполнении расчетов н обходимо иметь в виду, что вслед-С вие изгиба валов зубья колес работают ней лпой своей шириной. [c.250]

Для насосов с рабочим давлением, не превышающим 40—50кПсм , рассмотренные и установленные ранее значения модуля удовлетворяют прочностным требованиям с достаточным запасом. (Величина модуля установлена, исходя из заданной производительности и минимальных габаритов насосов.) При конструировании насосов для давлений, превышающих 50 кГ/см , рекомендуется производить проверку соответствия принятых значений параметров зацепления условиям работы насоса. Расчет рабочих поверхностей зубьев на долговечность по контактным напряжениям и расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба следует производить по методу А. И. Петрусевича, подробно изложенному в Энциклопедическом справочнике Машиностроение (т. 2) и Справочнике машиностроителя (т. 4). При определении напряжений изгиба наиболее неблагоприятным следует считать момент выхода из зацепления зуба ведущего ротора. Расчетное окружное усилие определяется в этом случае по формуле [c.90]

Выполняют проверочный расчет внешнего зацепления планетарной перадачи на контактную выносливость и выносливость при изгибе [c.158]

Для передач, подверженных значительным кратковременным перегрузкам, необходима проверка зубьев на изгиб и контактную прочность по величине максимальной (пиковой) нагрузки, не учитываемой при расчетах на выносливость. Эта проверка, выполняемая как для закрытых, так и для открытых передач, должна обеспечить статическую прочность зубьев в целом (на изгиб) и их рабочих поверхностей (отсутствие пластических деформаций или хрупкого разрушения). Допускаемые напряжения (предельные), прини.маемые при указанной проверке, имеют более высокие значения, чем при расчетах на выносливость (на изгиб и контактную прочность). Значения предельных допускаемых напряжений приведены в табл. 12. [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...