Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление — см. рис. 8.5. Поэтому расчет контактных [c.114]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба производится по формулам [c.308]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис. 8.5). Поэтому расчет контактных напряжений принято вьшолнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 8.18). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами р] и р . При этом контактные напряжения определяют по формуле (8.2), а именно [c.139]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Для косозубых передач удельная нагрузка с учетом формул (8.4), (8.24) и (8.26) [c.155]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям [c.183]

Расчет на прочность зубьев по контактным напряжениям. Размеры зубчатых колес определяются из условия наибольших напряжений в зоне контакта зубьев в процессе их зацепления. В основу такого расчета положена формула Герца—Беляева о напряженном состоянии сжатых цилиндров (рис. 16.3, а). При расчете колес на основе теории двух сжатых цилиндров принимается ряд допущений, так как условия статически сжатых [c.301]

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]

Расчет на прочность. Условия контакта зубьев в передачах Новикова существенно отклоняются от условий контакта по Герцу (малая разность и /-а, большие pi и ра). Размеры площадок контакта здесь соизмеримы с размерами зубьев, а контактные напряжения приближаются к напряжениям смятия (удельным давлениям). Поэтому расчет передач Новикова по контактным напряжениям, определяемым зависимостями Герца, применяют условно. [c.169]

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]

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]

Пользуются также методикой расчета зубьев зубчатых колес редукторов на прочность рабочих поверхностен зубьев по контактным напряжениям сдвига. [c.149]

Расчет на прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям [c.311]

Расчет на прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям Определение коэффициента контактных напряжений [c.325]

Проектировочный расчет конических передач из условия прочности рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям производится по формуле (И) из табл. 15. [c.687]

РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ НА ПРОЧНОСТЬ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ [c.291]

Червячные передачи рассчитывают на сопротивление усталости и статическую прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба не определяют размеры передачи и расчет по ним применяют в качестве проверочного. Он значим только при больших числах зубьев колес (более 90...100) и для ручных передач. Основное значение имеет расчет на сопротивление контактной усталости, который должен предотвращать в проектируемых передачах выкрашивание, и расчет на заедание. Расчет на износ совмещают с этим расчетом. [c.237]

Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса. Этот расчет должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. По аналогии с расчетом зубчатых передач наибольшее контактное напряжение определяют по формуле (3.2). Расчетная нагрузка на единицу длины контактной линии [c.387]

Расчет на прочность элементов червячных передач основан на тех же принципах, что и расчет косозубых передач. Расчет зубьев колеса закрытых силовых передач (со смазкой) ведется по контактным напряжениям-, расчет зуба на изгиб в этом случае является проверочным. Для открытых передач проверку зуба колеса проводят только на изгиб. [c.249]

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают расчетом на прочность по контактным напряжениям, повышением твердости поверхности зубьев, применением коррекции, повышением степени точности, правильным выбором сорта масла. [c.128]

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]

Расчет прочности зубьев цилиндрической прямозубой передачи по контактным напряжениям (вывод формулы для оц). [c.186]

При проектировочном расчете зубьев червячных колес редукторов на контактную прочность по контактным напряжениям сжатия определяется межосевое расстояние передачи А по формуле [c.195]

Расчет зубчатого зацепления на контактную прочность. Расчет зубьев на прочность по контактным напряжениям принято относить к моменту контакта зубьев в полюсе зацепления, т. е. к тому моменту, когда в зацеплении находится одна пара зубьев. Контакт зубьев можно считать подобным контакту по образующей двух цилиндров с параллельными образующими радиусы цилиндров Р1 и Рз, их длина равна Ь, т. е. ширине зубчатого колеса (рйс. 33.19). [c.425]

При переменной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле (7) на стр. 313, в которой Ср = 1, х = 4 при расчете на прочность рабочих поверхностей зубьев бронзовых колес по контактным напряжениям, X = 9 при расчете прочности этих зубьев на изгиб. [c.340]

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]

Расчет шестерен производится на прочность по напряжениям изгиба зубьев и на долговечность по контактным напряжениям и по изгибу. [c.151]

Зубья червячных колес так же, как и зубья зубчатых колес, рассчитываются на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба, причем расчет этот совершенно аналогичен. При проектном расчете червячных передач редукторов зубья червячных колес в основном рассчитываются на контактную прочность и затем проверяются расчетом их на изгиб. [c.177]

При проверочном расчете определяют действительное напряжение изгиба а в зубе червячного колеса и сравнивают с допускаемым напряжением изгиба [а и для материала венца. По а можно выбрать и новый материал червячного колеса, но для этого следует проверить условие прочности по контактным напряжениям, т. е. [а1 . [c.194]

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]

РАСЧЕТ РАБОЧИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС ПЕРЕДАЧ С ЧЕРВЯКАМИ ТИПА А, К, Э И КК НА ПРОЧНОСТЬ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ [c.389]

Расчет прочност 1 зубьев по контактным напряжениям. Для косозубых передач удельная нагрузка с учетом формул (8.24) н (8.2G) д== ,Дн11 = РАнКнаЦЬ гаС05 а), где К На — коэффициент неравно.мерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев — см. ниже. [c.128]

Далее выполняют проверочный расчет на прочность зубьев по контактным и иэгибным напряжениям при действии кратковременной перегрузки по аналогии с п. 8 примера 8.1. [c.192]

Формула (11.24) применяется для расчета косозубых и прямозубых передач. Для прямозубых передач yg=l, Ур=1. Прочность зубьев на изгиб является лимитирующей для колес с высокой твердостью поверхности зуба Н > 59 HR g. При такой твердости зубьев колес геометрические размеры передачи, рассчитанные по контактным напряжениям, получаются меньше, чем по напряжениям изгиба зубьев. [c.269]

Методика расчета зацепления новой зубчатой передачи и построение профилей зубьев рассмотрены в статье канд. техн. наук Р. В. Фе-дякина и канд. техн. наук доц. В. А. Чеснокова Расчет зубчатой передачи М. Л. Новикова , По аналогии с эвольвентными зубчатыми (закрытыми) передачами расчет производится по контактным напряжениям с использованием зависимостей Герца — Беляева и методики расчета, предложенной для зубчатых передач А, И. Петрусевичем, с последующей проверкой на прочность по изгибу. При геометрическом расчете зацепления Новикова угол наклона зубьев принимают в пределах р = 30- -10° угол давления в пределах Сд = 20- -30°. [c.329]

Если для зубьев требуется только проверочный расчет на прочность, то проверочный расчет их на кзгиб можно производить по формуле (345), а проверочный расчет зубьев на контактную прочность по контактному напряжению сжатия рекомендуется производить по формуле [c.170]

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]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...