Расчет на контактную прочность прямозубых передач

Расчет на контактную прочность прямозубых передач [c.86]

Расчет на контактную прочность конических передач с круговыми зубьями ведут по формулам для конических прямозубых передач с введением в знаменатель этих формул экспериментального коэффициента повышения допускаемой нагрузки 1,5 вместо 0,85. [c.209]

Подставляя расчетную удельную нагрузку (7.13) и приведенный радиус кривизны (7.12) в формулу (1.23), после простейших преобразований получаем формулу проверочного расчета на контактную прочность прямозубой цилиндрической передачи [c.221]

Формула для определения межосевого расстояния цилиндрической прямозубой передачи из расчета на контактную прочность имеет вид [c.288]

Расчет на контактную прочность цилиндрической косозубой передачи можно выполнить по тем же формулам, что и прямозубой, но в знаменатели этих формул надо ввести коэффициент повышения несущей способности =1,35. Кроме того, коэ( ициент ширины можно принимать несколько более высоким обычно ф =0,4 и в сравнительно редких случаях до 0,6. [c.361]

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]

Расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев прямозубой конической передачи выполняют по аналогии с прямозубой цилиндрической передачей [см. формулу (9.25)], но для расчетов конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими прямозубыми колесами 1, начальные окружности которых представляют собой развертки средних дополнительных конусов 2 (рис. 9.31). Диаметры делительных окружностей эквивалентных колес [c.207]

При проектном расчете на контактную прочность цилиндрических косозубых передач, как и для прямозубых, находят межосевое расстояние [c.121]

Прочность зуба на изгиб в косозубых передачах значительно выше, чем в прямозубых, поэтому в подавляющем большинстве случаев можно ограничиться расчетом на контактную прочность. В ответственных случаях расчет на изгиб проводят по формуле [c.242]

Пример 2. Подобрать основные параметры конической прямозубой передачи со стандартным диаметром = 200 мм, полученным из расчета на контактную прочность при и = [c.61]

При расчете на контактную прочность для прямозубых передач принимают = I для косозубых и шевронных передач выбирают по графику (рис. 4.1) в зависимости от степени точности по нормам плавности ГОСТ 1643-81 и окружной скорости и передачи. [c.133]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи на контактную прочность обычно производят в предположении, что нагрузочная способность конической передачи равна нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической прямозубой передачи при одинаковой длине зубьев. Однако опыт эксплуатации показывает, что при одинаковой нагрузке конические передачи выходят из строя быстрее цилиндрических. Это можно объяснить большим влиянием на конические передачи неточностей изготовления и монтажа, а также нарушением регулировки зацепления из-за увеличения люфтов в подшипниках в процессе работы. В связи с этИм необходимо принимать, что нагрузочная способность конической передачи составляет примерно 85% от нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической передачи. [c.309]

При известном d 2 после соответствующего преобразования выражения (9.71) получим окончательную формулу проверочного расчета прямозубых конических передач на контактную прочность [c.209]

Расчет передачи на контактную прочность. Расчет закрытых косозубых передач аналогичен- расчету прямозубых. Но так как суммарная длина контактных линий косозубых передач больше, чем у прямозубых, то в расчетные формулы для косых и шевронных зубьев вводят коэффициент к, учитывающий повышение их контактной прочности по сравнению с прямыми зубьями. [c.433]

Выведите формулу для проектного расчета цилиндрической прямозубой передачи на контактную прочность. [c.290]

Для прямозубых передач = 495, а для косозубых = 430. Для зубчатых передач, встраиваемых в машины, проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную прочность удобно производить так, чтобы по расчетной формуле можно было определить начальный диаметр d l шестерни. Подставив в формулу (12.52) значение с учетом формул (12.56) и (9.3) и с заменой = ьdd l, где = [c.189]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ [c.100]

По какой формуле проводят проверочный расчет прямозубой передачи на контактную прочность [c.106]

РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ПРЯМОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ [c.126]

Технические расчеты косозубых передач на контактную прочность удобно вести по тем же формулам, что и прямозубых. Специфику косозубых передач учитывают одним коэффициентом Z , который вводится в формулы вместо Z . [c.272]

В настоящее время по расчету косозубых передач на контактную прочность не существует единого мнения. В некоторых методиках [2], [4], [9] косозубые передачи приравниваются по нагрузочной способности, определяемой из условия контактной прочности к прямозубым передачам, а в ряде методик и работ [1 ], [5, [10] — [12 ] утверждается, что допускаемые нагрузки для косозубых передач значительно выше, чем для прямозубых, причем это увеличение допускаемых нагрузок рядом авторов объясняется большей длиной контактных линий и большей величиной приведенных радиусов кривизны у косозубых передач [1], [5]. [c.300]

Расчет зубьев на контактную прочность. При расчете конических колес предполагается, что нагрузочная способность конической передачи и эквивалентной ей цилиндрической равны между собой при одинаковой длине зубьев колес В. На основании этого в формулах для расчета цилиндрических колес производится замена величин А I и УИ соответственно на А , 4 и Полученные таким образом приближенные формулы используются для проверочного расчета прямозубых и косозубых конических колес. [c.235]

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]

Конические передачи с тангенциальными и криволинейными зубьями приближенно рассчитывают по тем же формулам, что и прямозубые, но по нормальному среднему модулю и с введением в знаменатель подкоренного выражения коэффициента учитывающего большую прочность этих зубьев. На основании опытных данных АГд =1,5 — при расчетах зубьев на контактную усталость A = 1,0 — при расчетах зубьев на изгиб. Коэффициент вводится вместо коэффициента 0,85. [c.148]

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]

Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Расчет. на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых колес стандартизирован ГОСТ 21354—75. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и выполняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубьев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров. [c.167]

Значения коэффициента Z в зависимости от числа зубьев шестерни % передаточного числа и приведены на рис. 145. В упрощенных расчетах прп Zj Ss 20 коэффициент Z принимают с учетом опытных данных равным 0,80, что соответствует повышению несущей способности косозубых передач по контактной прочности по сравнению с прямозубым на 30%. [c.272]

В книге изложены расчеты зубьев на изгиб и контактную прочность при сдвиге передач с цилиндрическими прямозубыми, косозубыми шевронными колесами, передач с коническими прямозубыми колесами, а также червячных передач приведены рекомендации по конструированию зубчатых и червячных колес, червяков, валов, корпусов редукторов, узлов с подшипниками качения и других элементов редукторов обш,его назначения, а также приводятся их конструкции приведены примеры расчета передач соответствующих редукторов. [c.2]

Расчет цилиндрических зубчатых механизмов с косыми зубьями методически аналогичен расчету прямозубых передач. При этом необходимо учитывать, что в зацеплении одновременно участвует большее число пар зубьев (коэффициент Ка)1 из-за наклона контактной линии к основанию зуба последний можно рассматривать как изгибающуюся пластину" (коэффициент УР). Расчет на прочность проводят по величине модуля в сечении, перпендикулярном к направлению зуба, — по нормальному модулю т , а расчет геометрических характеристик — по окружному модулю т (или т ), [c.118]

Коэффициент /Сн = = /Сяа СяЛч, где /Сн — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач /(яа— 1, для косозубых и шевронных определяется по табл. 9.12 в зависимости от скорости и степени точности по нормам плавности работы /Сяр — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. табл. 9.11) Кно — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчете на контактную прочность поверхностей зубьев. Он [c.163]

Коэффициент динамической нафузки Кнр При работе зубчатых передач вследствие возможных неТЬчносгей изготовления и сборки в зацеплении возникают дополнительные динамические нагрузки, значения которых зависят от окружной скорости, ошибки шага, упругости зубьев и др. Влияние динамических нагрузок при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кн . Для прямозубой передачи при 5 м/с рекомендуется /Ся =1.2— при твердости зубьев колеса < НВ 350, Kйv М. — при твердости зубьев колеса > НВ 350. [c.89]

В курсе основ расчета и конструирования ограничимся расчетами на контактную прочность и на изгиб только прямозубых коническ1 х передач. Проектный расчет конической передачи на контактную прочность проводят, определяя диаметр зубчатой шестерни в среднем сечении (см. рис. 140) [c.182]

Расчет на контактную прочность. Расчет учитывает следуюш,ие особенности, повышаюш,ие несущую способность косозубых передач по сравнению с прямозубыми [c.272]

УтпВКи где К и Л ии — коэффициенты нагрузки и нагрузочной способности принимаются такими же, как и при расчете на контактную прочность Р — окружное усилие передачи Шп — нормальный модуль зацепления В — ширина зубчатого венца У — коэффициент, учитывающий форму зуба, определяется в зависимости ог действительного числа зубьев для прямозубых передач и приведенного (эквивалентного) гир для косозубых и шевронных передач (2пр=г/соз Р). а также в зависимости от коэффициента смещения производящего контура (для корригированных зубьев). В табл. 111-91 приведены значения этого коэффициента для передач с углом зацепления 20° и при /о=Й1/тп=1. [c.176]

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]

Для передач без смещения исходного контура aiai = = . Подставив в формулу Герца выражения для w , 1/рлр, получаем основную формулу для расчета прямозубых передач на контактную прочность [c.166]

Расчет прочности зубьев из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей. Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартшюван ГОСТ 21354-75. В излагаемых ниже основах расч.зта введены некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчетов для большинства случаев практики. [c.448]

Расчет на прочность косозубых и шевронных колес в основе своей аналогичен расчету прямозубых. Как только что упоминалось, косозубые и шевронные передачи по сравнению с пря.мозубыми имеют ряд оцобенностей, которые учитываются при расчете на прочность следующим образолм в формулах (7.5) и (7.7) вместо числового коэффициента 495 принимается 430 и вместо 10-10 применяется 8,5 10 расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [c.456]

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]

Расчет прямозубой цилиндрической передачи. При конструировании зубчатых передач — основные параметры модуль т и число зубьев г. У малонагруженных мелкомодульных передач т и г выбирают в зависимости от габаритов передачи (межосевого расстояния а, размеров зубчатых колес) и требуемой величины передаточного числа и. При передаче значительных моментов рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб. Нагрузочная прочность большинства передач органичнвается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб / [22]. Расчет на прочность эвольвентных ци- линдрических зубчатых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше стандартизован ГОСТ 21354—75. [c.58]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...