Расчет на изгиб прямозубых передач

Окончательно получаем формулу проверочного расчета на изгиб прямозубых передач [c.210]

Расчет на изгиб прямозубых передач [c.89]

Расчет зубьев на изгиб. Прямозубые передачи. При выводе расчетной формулы принимают следующие допущения вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев (рис. 3.104), которая приложена к вершине зуба и. направлена по нормали к его профилю (сила трения не учитывается) зуб рассматривают как [c.352]

При проектировочном расчете на изгиб косозубых передач, когда неизвестны а , и Ь ,, по аналогии с прямозубыми передачами [c.353]

Формула проверочного расчета на изгиб прямозубых конических передач имеет вид [c.147]

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]

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 зубьев на При расчете тела зуба прямозубой передачи выносливость при изгибе, на усталостную прочность принимают, что [c.264]

При проектировочном расчете на изгиб зубьев открытой прямозубой цилиндрической передачи модуль зацепления определяется по одной из формул [c.164]

По аналогии с прямозубой цилиндрической передачей расчет на изгиб прямых зубьев конических передач производят с учетом вышеизложенного по следующим формулам [c.243]

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБ [c.90]

Для чего в формулы (3.28) и (3.29) введен коэффициент 0КН. Имеется ли он в аналогичных формулах для проектного расчета зубьев на изгиб прямозубой и косозубой передач [c.126]

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]

Коэффициент Кра учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для расчета на выносливость при изгибе прямозубых передач можно принимать Кра = 1. Для косозубых и шевронных передач значения Кр выбирают в зависимости от степени точности изготовления передачи [c.68]

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]

Особенности расчета на прочность. Для расчетов на прочность используют те же формулы, что и для расчетов прямозубых цилиндрических передач. Обычно на прочность при изгибе рассчитывают только зубья внешней передачи (сателлит — наружное колесо 5, см. рис. 20.37, й), так как модули зубьев одинаковы и внутреннее зацепление прочнее. При расчете колес с внутренними зубьями коэффициент формы зуба вычисляют по формуле [c.366]

Расчет зубьев на изгиб конических прямозубых и конических передач с круговыми зубьями выполняют [c.209]

Аналогично расчету прямозубой передачи [см. формулу (9.12)] условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи [c.154]

Уточненный расчет прямозубых передач на прочность при изгибе. Расчет производится для двух случаев зацепления отдельно для зубьев шестерни и колеса. [c.596]

Уточненный расчет прямозубых передач на прочность при изгибе 596 [c.871]

Проектировочный расчет из условия прочности зубьев на изгиб. Для некоторых зубчатых передач с высокими твердостями активных поверхностей зубьев при Кщ 1 и особенно при реверсивной симметричной нагрузке число зубьев, рассчитываемое по формулам (2.98) и (2.99), может оказаться очень малы.м (например, 21 < 10 4-12). В этом случае задаются числом зубьев гх и определяют размеры зубчатых передач по формулам для прямозубых передач [c.50]

Расчет на усталость при изгибе цилиндрических прямозубых передач. Расчет служит для предотвраш,ения усталостного излома зубьев. Наибольшие напряжения изгиба возникают в зубе, когда нормальная сила приложена к вершине зуба (рис. 4.30). Независимо от того, сколько пар зубьев находится в зацеплении, для надежности расчета принимаем, что вся нагрузка F воспринимается только одним зубом. Перенесем силу F по линии ее действия на ось симметрии зуба в точку С и разложим на две составляющие окружную F, и радиальную F r тогда [c.112]

Найденное значение m следует округлить в большую сторону до стандартного значения по табл. 7.7 Если средний нормальный модуль гпп определен на основе прочностного расчета по изгибу зубьев, то по формуле (7.58) находится решением относительно внешний окружной модуль. Для прямозубой передачи т,г = т. [c.150]

При проектном расчете открытых прямозубых передач средни модуль зацепления определяют из условия прочности зубьев на изгиб по формуле (для колес с непрямыми зубьями формулу не приводим, так как в открытых передачах такие колеса практически не применяются) [c.49]

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]

Выполняем проверочный расчет прямозубых передач на выносливость при изгибе [см. формулу (5.82)]. Чтобы определить коэффициенты, входящие в эту формулу, сначала вычисляем число зубьев эквивалентного колеса [c.99]

При расчете на прочность при изгибе для прямозубых передач грубее 7-й степени точности принимают Кр 1 для косозубых и шевронных передач значения приведены ниже [c.133]

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]

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев увеличивает их жесткость на изгиб, улгеньшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых. [c.147]

Расчет зубьев на изгиб выполняют аналогично расчету прямозубой цилиндрической передачи [см. формулу (3.122)1 по размерам в среднем сечении колеса, для которого средний окружной модуль щ=0,857т . С учетом сказанного, выразив в формуле (3.122) силу Ft через главные параметры конических передач — момент на [c.364]

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]

По какой формуле проводят проектный расчет прямозубой передачи на изгиб 2МрК угт Рбт/ 1 2 [c.100]

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОИ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБ [c.125]

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]

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]

Расчет зубьев на усталость при изгибе. Расчет косозубых передач ведут по рмулам эквивалентных прямозубы.-t [c.120]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...