Расчет на излом зубьев

Расчет на излом зубьев колеса. [c.294]

РАСЧЕТ НА ИЗЛОМ ЗУБЬЕВ [c.135]

Определить допускаемое напряжение для расчета на излом зубьев шестерни шевронной передачи. [c.325]

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]

Основным остается расчет на излом-ную прочность зубьев по формулам (10), (15). [c.465]

Определить усилия в зацеплении и произвести проверочный расчет передачи на излом зубьев. [c.273]

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]

Коэффициент концентрации нагрузки для расчета бочкообразных зубьев на контактную прочность приближенно можно определить по зависимости (78), а для расчета на излом — по графику на рис. 116 . [c.141]

Использование любого из описанных выше методов определения местных напряжений изгиба в опасном сечении зубьев для расчета на излом металлических зубчатых колес встречает известные затруднения. Еще не накоплено достаточно экспериментальных данных о связи чувствительности металла к концентрации напряжений с градиентами напряжений у переходной поверхности и с абсолютными размерами зубчатых колес. При наличии данных об эффективном коэффициенте концентрации /Са и о теоретическом коэффициенте концентрации напряжений Кт коэффициент формы зуба У для расчета металлических зубчатых колес определяется как [c.179]

Зависимость (107) используется для проверочного расчета. Между тем, при проектировании тяжелонагруженных зубчатых колес с упрочненной рабочей поверхностью зубьев (цементованной, азотированной и т. п.) нередко встречается необходимость в проектном расчете зубьев на излом с целью определения минимально допустимого модуля. Как правило, межцентровое расстояние А и ширина зубчатых колес Ь в таких случаях бывают уже известны из расчета на контактную прочность, предшествующего расчету на излом. Выведем зависимость для проектного расчета зубьев на излом, исходя из формулы (107), заменив в правой части напряжение изгиба через его допускаемое значение [c.185]

Схема для расчета непрямых зубьев на излом представлена на рис. 161. Сопоставляя ее со схемой для расчета на излом прямых зубьев, можно видеть, что вследствие наклонного положения контактной линии плечо приложения равнодействующей распределенной нагрузки Q и, следовательно, плечо изгибающей зуб [c.199]

При проектном расчете зубчатой передачи иногда необходимо определить наименьшее допускаемое из расчета на излом значение модуля. Обычно такая потребность возникает, когда зубья имеют повышенную твердость рабочих поверхностей и относительно мягкую сердцевину (закаленные с поверхности, цементованные, азотированные и т. п. зубья) [c.200]

Показатель степени в уравнении кривой выносливости, полученной при испытании на излом зубьев из стали не тверже НВ 320, можно принимать т = 6. Для зубьев с твердой коркой (подвергнутых поверхностной закалке, цементованных, азотированных и т. п.), а также для чугунов т 8- - 10 (расчетное значение т = 9). При расчете на контактную выносливость стальных и чугунных зубчатых колес принимают т = 6. [c.291]

Наиболее рациональной формой расчетов, позволяющей обеспечить или приблизиться к равнопрочности зубьев по выкрашиванию и излому, является определение модуля по известному межосевому расстоянию а и ширине колес Ьш, полученным из расчета на контактную прочность. [c.171]

Для обеспечения требуемой жесткости вала выполняют его расчет на изгибную или крутильную жесткость. Требуемая изгибная жесткость валов определяется условиями правильной работы зубчатых передач и подшипников. Под действием нагрузок возникают прогибы валов и повороты их сечений под зубчатыми колесами и в подшипниках (рис. 3.139). Прогиб вала /2 и его поворот 02 под зубчатым колесом приводит к увеличению межосевого расстояния передачи, вызывает перекос колеса, повышенную концентрацию нагрузки по ширине зубчатого венца и, как следствие, усиленный износ и даже излом зубьев. Поворот вала (угол наклона цапф 0) в подшипниках вызывает неравномерное распределение нагрузки по их ширине и особенно по длине роликов, что может вызвать защемление тел качения и кромочное разрушение роликов. [c.405]

Рис. 3.71. К расчету зубьев прямозубых колес на излом.

Расчет на усталостный излом зубьев. [c.459]

Рци — коэффициент, учитывающий число циклов напряжений при расчете стальных зубьев на излом (фиг. 22) предварительно вычисляют по [c.460]

Расчет на усталостный излом зубьев. Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зубьев [c.493]

Настоящая методика предназначена для расчета на прочность элементов червячных передач кранов и лифтов. С учетом особенностей геометрии зацепления цилиндрических и глобоидных передач определение нагрузочной способности из условия прочности их зубьев (контактной и на излом) приведено раздельно. [c.291]

Как указывалось ранее (стр. 230), в открытых передачах выкрашивания не наблюдается. Поэтому расчет на ограничение контактных напряжений для открытых передач имеет целью только предупреждение возникновения пластических деформаций или хрупкого разрушения поверхности зубьев габариты открытой передачи определяют расчетом зубьев на излом. [c.240]

Размеры передачи с колесами из пластмасс определяют расчетом зубьев на излом и на предупреждение выкрашивания и износа. [c.240]

Расчетная нагрузка. Так как зубья колес передачи в различных фазах зацепления подвергаются воздействию нагрузки различной величины (см. стр. 222), то при расчете зубьев необходимо использовать нагрузку, которая вызывает наибольшее опасное напряжение. При расчете на контактную прочность необходимо принимать нагрузку, действующую в зоне, где возникает выкрашивание — вблизи полюсной линии. При расчете на предупреждение заедания или износа следует принимать нагрузку, действующую у вершины и на ножке зубьев. При расчете зубьев на излом необходимо учитывать нагрузку, которая, действуя на соответствующем плече, вызывает наибольшие напряжения изгиба в опасном сечении зуба нагрузку Рп1 у вершины, действующую на большем плече, или большую нагрузку Р , действующую на меньшем плече (см. рис. 15.6). [c.241]

Расчет зубьев на предупреждение излома. Из-за локального приложения нагрузки прочность зубьев колес передач Новикова на излом несколько ниже, чем эвольвентных, где нагрузка распределяется по всей длине зуба. Для определения напряжений изгиба в опасной зоне зубьев в качестве исходной принимается зависимость для максимальных напряжений в переходной кривой гребня, нагруженного силой, нормальной к его поверхности [3] [c.270]

Габариты закрытых передач определяют из расчета на предупреждение повреждений рабочих поверхностей зубьев расчет зубьев на излом носит проверочный характер. Размеры открытых передач находят из расчета иа излом (по модулю передачи). [c.286]

Расчет зубьев на предупреждение излома. На излом рассчитывают лишь зубья колеса, так как витки червяка обладают значительной прочностью. Благодаря искривленности сечения заделки зуба, а также тому, что контактные линии расположены наклонно относительно основания, прочность зубьев червячного колеса выше прочности косых зубьев цилиндрических колес. Указанные обстоятельства затрудняют определение истинных напряжений. С целью упрощения расчетов в качестве исходной зависимости примем формулу для определения напряжений в опасном сечении косых зубьев, но введем соответствующие поправки. [c.292]

Расчет на жесткость Проверочный расчет вало на жесткость выполняется в тех случаях, когда их деформации существенно влияют на работу сопряженных с валом деталей. Так, повышенный наклон упругой линии 1 вала под зубчатым колесом от прогиба (рис. 17.8) вызовет перекос колес, концентрацию нагрузки по длине зубьев и преждевременный их износ или даже излом, а значительный угол наклона 0 цапф — защемление тел качения в подшипниках, повышенное трение и нагрев. [c.198]

Методика расчета передачи Новикова с одной или двумя линиями зацепления одинакова, но только во втором случае увеличивается допускаемая нагрузка при расчете на контактную прочность на 30% и при расчете зубьев на излом 20%. [c.192]

Переработаны и дополнены разделы о распределении нагрузки по длине зубьев и о расчете косых зубьев на излом. Приведены новые данные о возможности повышения допускаемых напряжений для расчета зубчатых колес. Дано понятие об оценке вероятности повреждения передач зацеплением при различных уровнях напряжений. Заново написаны разделы о расчете зубчатых колес на заедание и конических зубчатых колес с круговыми зубьями на прочность. [c.2]

Испытание зубьев на выносливость по излому на пульса-торе-устройстве, в котором к вершине неподвижного зуба прикладывается нагрузка, меняющаяся по пульсационному циклу (см., например [137]). Данный способ не воспроизводит полной картины нагружения зуба в зубчатой передаче. При испытании на пульсаторе нагрузка приложена на постоянном плече и не перемещается по высоте зуба, как при работе зубчатой передачи. Испытуемое зубчатое колесо закрепляется у обода или в центре. В последнем случае силовой поток ближе к натуральному. Поскольку напряженное состояние зубьев при испытании на пульсаторе отлично от такового для зубьев зубчатой передачи, пределы выносливости зубьев на излом в обоих случаях также несколько отличны. Это следует учитывать при использовании результатов экспериментов на пульсаторе для расчета. [c.72]

Если несущую способность зубчатой передачи лимитируют напряжения изгиба (например, для тяжело нагруженных зубчатых колес с упрочненной рабочей поверхностью зубьев и мягкой сердцевиной), то из расчета на излом находят модуль передачи. Преобразуя формулу (174), получаем [c.268]

Формула (207) может быть использована для расчета на выносливость по излому стальных зубьев как с мягкой (твердость 300), так и с твердой (твердость НЯС 45) сердцевн-ной. Для расчета на излом чугунных зубчатых колес до накопления опытных данных формулу (207) применять не рекомендуется. С целью облегчить вычисление [а°] II для типовых ре- [c.301]

Концентрацию нагрузки при расчете на контактную прочность (на сопротивляемость заеданию) и при расчете на излом следует учитывать неодинаково. В первом случае в расчетные зависимости подставляется значение Ккц, вычисленное по формуле (272). Во втором, поскольку рост напряжений изгиба в опасном сечении зуба отстает от роста концентрации нагрузки, значения Ккци коэффициента концентрации нагрузки для расчета на излом принимаются уменьщенными. За отсутствием опытных данных приближенное значение Ккци можно выбирать по графику рис. 115. [c.383]

Если зубчатое колесо должно работать при предельных контактных напряжениях, то значение модуля, полученнсяю при расчете на изгиб, рекомендуется увелич шать на 10... 15%, так как при выкрашивании поверхностей зубьев проиасодит ослабление их поперечного сечения и может произойти излом зуба. [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...