Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость определяются по формуле [6] [c.192]

А. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость. Допускаемое контактное напряжение [ак] при расчете на выносливость определяется по формуле (205) с учетом ограничения величины [ок], выраженного условием [c.318]

Допускаемые контактные напряжения. Допускаемые напряжения при расчете на контактную выносливость [а//] определяют по формуле [c.359]

Принимаем допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость для текстолита [од] = 100 МПа (см. с. 85). [c.88]

По значению Ыцэ с помощью кривой выносливости можно определить предел выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов напряжений. Допускаемые напряжения [сти] при расчете на выносливость по излому принимаются меньшими предела выносливости, а допускаемые напряжения при расчете на контактную выносливость [сг ] — равными или близкими пределу контактной выносливости. [c.292]

Базовые допускаемые напряжения при расчетах на контактную прочность и на излом вычисляются исходя из длительного предела выносливости, соответствующего базовому числу циклов напряжений [c.473]

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]

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]

Допускаемые контактные напряжения поверхностей зубьев при расчете их предела выносливости определяют, используя связь между числом N циклов напряжения и разрушающим напряжением Он (рис. 19.5). На участке 7У < У,5 (меньше базового числа нагружений) справедлива приближенная зависимость [c.204]

Здесь — приведенный модуль упругости, МПа р —приведенный радиус кривизны для конических колес, мм [з/,]—допускаемое контактное напряжение, МПа для стальных колес всухую [з//] = (12. .. 15) НВ для стальных колес в масле [з//] == = (25. .. 30) НВ для чугунных колес [зя] = 1,5зв.1,, где Зв.н — предел прочности при изгибе. Коэффициент полезного действия фрикционных передач г = 0,9. .. 0,95. Сведения по расчету фрикционных передач на выносливость даны в литературе [15]. [c.258]

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые напряжения при расчете червячных передач на контактную выносливость определяются в зависимости от материала, принятого для изготовления зубчатого венца червячного колеса. Для оловянистых бронз допускаемые напряжения (МПа) находятся в зависимости от предела прочности материала, а для безоловянистых бронз и чугунов — в зависи.мости от скорости скольжения. В общем виде расчетная формула имеет вид [c.170]

Расчет по среднему допускаемому контактному напряжению является более осторожным, чем расчет по средней из двух нагрузок для щестерни и для колеса, допускаемых из условий контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев. В последнем случае расчет ведется как бы по среднеквадратичному допускаемых напряжений для шестерни и колеса, что в итоге дает большее расчетное контактное напряжение, чем в случае расчета по среднему напряжению. Описанный эффект повышения несущей способности косозубой передачи, по-видимому, заключается в возможности использовать при косых зубьях более высокое сопротивление выкрашиванию рабочих поверхностей головок, чем ножек зубьев колеса. Если при некотором напряжении Ок ножка зуба колеса подвержена усталостному выкрашиванию, то участок АР контактной линии на ножке (рис. 73) выключается из работы и вся нагрузка переносится на участок ВР, соответствующий головке зуба. Головки зубьев как опере- [c.85]

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

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]

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]

При твердости рабочих поверхностей НВ 350 может случиться, что нагрузочная способность передачи будет ограничиваться не контактной выносливостью рабочих поверхностей (вследствие высоких допускаемых напряжений [о1 ов), а прочностью зубьев на излом. В этом случае габариты передачи, определенные из расчета на излом, будут больше, чем найденные расчетом на контактную выносливость, уменьшить их можно, применив корригированные зубчатые колеса. [c.240]

При выполнении расчетов на контактную выносливость допускаемые напряжения выбирают по следующим зависимостям для стальных катков, работающих в масле, = 2,40. .. 2,80 НВ, МПа для стальных катков, работающих всухую, = 1,20. .. 1,50 НВ, МПа для чугунных катков [0, ] 1,5 для текстолитовых катков [Оуу] = 50... 100 НВ, МПа, где НВ —число твердости по Бринеллю (см. табл. ПЗ), Оди —предел прочности чугуна при изгибе (см. табл. ПЗ). [c.30]

В проверочном расчете, когда известны параметры передачи и условия ее работы, определяют изгибные и контактные напряжения и сравнивают с допускаемыми по выносливости материала. При этом требуется во можно большая точность определения всех коэффициентов, влияющих на работоспособность передачи. В результате проектант уточняет ее размеры, материал и термохимическую обработку зубьев колес. [c.53]

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость. Расчет на усталость при циклических контактных напряжениях, так же как и при циклических нормальных или касательных напряжениях, базируется на кривых усталости. На рис. 8.39 кривая усталости построена в полулогарифмических координатах а л — максимальное напряжение цикла (предел ограниченной выносливости) N — число циклов перемены напряжений Олйт. — предел выносливости [c.175]

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость. На основе больших экспериментальных работ пдлучены кривые выносливости (рис. 4.1), на основании которых установлена зависимость между напряжениями и циклической долговечностью [c.44]

По аяlimo определяются допускаемые напряжения при расчете на выносливость по контактным напряжениям. [c.10]

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]

В качестве материала обоих колес выбираем сталь 45 с пределом выносливости = 2500 кгс1см (см. табл. П). Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность по табл. 34 [ок = 6400 кгс1см . [c.211]

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]

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]

Допускаемые навряження (ГОСТ 21354 — 75). Допускаемое контактное напряжение [а ] при проектном расчете на контактную выносливость определяют по формуле [c.112]

Расчет на контактную выносливость зубьев червячного колеса при действии максимальной нагрузки. Отсутствие значительных пластических деформаций или хрупкого разрушения зубьев червячного колеса при действии максимальной нагрузки определяется неравенством (6.22), где допускаемое контактное напряжение Оцрт % принимается для бронзы (I группа, а < 300 МПа) Ояр max < 4о для бронзы и латуни (И группа, сТд > 350 МПа) аортах < 2о, для чугуна серого или модифицированного (П1 группа) аяр max — T/zp. [c.82]

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]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...