Допускаемые напряжения для зубчатых колес

Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой устало- [c.185]

Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке [c.186]

МАТЕРИАЛЫ, ТЕРМООБРАБОТКА И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.355]

II. Определение допускаемых напряжений для зубчатых колес [c.186]

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.288]

Допускаемые напряжения для зубчатых колес [c.229]

Допускаемые напряжения для зубчатых колес кранов с машинным приводом [c.76]

Передачи зубчатые конические — Допускаемые напряжения для зубьев колес 383, 384 [c.557]

Или же в качестве исходных данных берутся допускаемое напряжение для материала колеса [ои] и действующая нагрузка Р, определяются геометрические параметры зубчатого колеса /п и Ь, т. е. [c.104]

Допускаемые напряжения для зубчатых передач. Рекомендуемые сочетания марок стали для изготовления шестерен и колес приведены в табл. П29. В табл. ПЗО приведены некоторые материалы, применяемые для изготовления зубчатых колес. [c.166]

Если при расчете получится е< 1, то принимается ед к = 1- Допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес, изготовленных из неметаллических материалов, приведены в табл. 7.7. [c.142]

Допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес при числе циклов нагружений 10 [c.220]

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям. Основными материалами являются термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач по контактной прочности пропорциональна квадрату твердости (см. 10.8). Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до значительной твердости. [c.160]

Решение. В качестве материала для зубчатых колес примем сталь 45 X с различной термообработкой, а именно для щестерни—улучшение, средняя твердость 295 НВ, для колеса — улучшение, средняя твердость 240 НВ. Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [c.159]

Механические свойства материалов для зубчатых колес и допускаемые напряжения [c.174]

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса определяют так же, как и для зубчатых колес. Приближенные значения [ар] даны в табл. 21.2. [c.381]

Допускаемые напряжения для капроновых зубчатых колес [c.198]

Необходимо отметить также тот факт, что пределы усталости для одних и тех же материалов, определенные различными авторами, неодинаковы. Так, в работе [2] предел усталости для стали 45 равен ст-i = 22 кгс/мм в работе [3] T-i = = 24—26 кгс/мм . Результаты наших испытаний дали величину <7-1 = 32,3 кгс/мм . Несовпадение величин пределов усталости для одних и тех же материалов происходит из-за многих факторов. В частности, большое влияние оказывает масштабный фактор, нестабильность структуры и свойств материала одной и той же марки стали, различия в термообработке и т. д. Наши исследования показали, что предел усталости для зубчатых колес зависит от таких параметров, как число зубьев, модуль, ширина зубчатого венца, степень точности. Расчетным путем влияние этих факторов весьма трудно учесть. Поэтому для получения высокой точности и надежности расчета необходимо определять прочность самих зубьев путем их испытания. Обычные испытания для построения кривой Велера довольно длительны, в связи с этим важное значение приобретают ускоренные методы испытаний. При этом более определенной величиной, характеризующей прочность зуба, будет не допускаемое напряжение, которое трудно измерить, а удельная нагрузка, равная отношению окружного усилия к модулю и ширине зубчатого венца, т. е. [c.105]

Допускаемое напряжение (о/у max). МПа, определяют раздельно для зубчатых колес по формуле [c.589]

В качестве допускаемого контактного напряжения сцр для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше. [c.594]

При выборе допускаемых напряжений для подвижных соединений, когда шпонки перемещаются вместе с валом или ступицей, в сопряженных деталях неизбежны ударные нагрузки, которые возникают в результате наличия зазора между шпонкой и пазом ступицы (или наоборот, когда шпонка закреплена в ступице и перемещается по пазу вала). Примером может служить передвижение зубчатых колес в различных коробках передач (скоростей), которые после достижения определенного положения сразу же фиксируются и нагружаются рабочим вращающим моментом, что и порождает ударную нагрузку в шпоночном соединении. Поэтому для подвижных соединений следует допускаемое напряжение назначать с учетом ударных нагрузок. [c.168]

При выборе допускаемых напряжений необходимо учитывать характер нагрузки, действующей на зубья. Для зубчатых колес основной вид нагрузки — пульсирующая, т. е. нагрузка, изменяющаяся от нуля до максимума и снова до нуля. [c.315]

В нашем учебном пособии допускаемые напряжения для цилиндрических и конических зубчатых колес определяются по эмпирическим зависимостям и табл. 12 с возможным учетом всех перечисленных выше факторов разница в допускаемых напряжениях для прямозубых и косозубых колес не учтена, так как практически эта разница ничтожна. [c.316]

Допускаемые напряжения при изгибе (МПа) для зубчатых колес из чугуна [c.152]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатых колес с твердостью поверхностей зубьев < 350. Для прямозубых колес [c.30]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для зубчатых колес из закаленной до высокой твердости стали >350 [c.31]

Пример 2.26. Зубчатое колесо скреплено с барабаном грузоподъемной машины шестью болтами диаметром =18 мм, поставленными без зазоров в отверстия. Центры болтов расположены по окружности диаметром 0=600 мм (рис. 2.27). Определить из условия прочности болтов на срез величину допускаемого момента, который может быть передан через зубчатое колесо барабану. Допускаемое напряжение для болтов на срез [т]=80 Н/мм. [c.132]

Допускаемые контактные напряжения и показатели контактной прочности для зубчатых колес определяют так же, как в прямозубых передачах. [c.243]

Допускаемые контактные напряжения [а ] для зубчатых колес длительно работающих передач [c.258]

Допускаемые напряжения для зубчатых колес из акулона [38] [c.200]

На основе рассмотренного примера видим, что использование ориентировочных значений коэффициентаК и показателя степени кривой усталости без учета глубины упрочненного слоя и размера опасного сечения зуба может привести к завышению допускаемых напряжений и снижению долговечности, особенно в условиях, близких к малоцикловой усталости. Поэтому значение допускаемых напряжений для зубчатых колес с поверхностным упрочнением переходной поверхности должно определяться дифференцированно в комплексе со значениями коэффициента смещения х, механическими характеристиками конструкционной стали, способом химико-термического или деформационного упрочнения, с учетом относительной глубины упрочненного слоя А, а также их влияния на показатель степени кривой усталости д . [c.121]

Материалы и допускаемые напряжения для, зубчатых передач. Чаще всего зубчатвю колеса изготовляют из стали. Для менее ответственных зубчатых передач применяют чугун. В тех случаях, когда диаметр колеса превышает 500 мм, применяют стальное литье. [c.233]

Особенности выбора допускаемых напряжений для червячных колес связаны с их малыми частотами вращения и малыми эквивалентными числами нагружений, тогда как кривые усталости нри изгибе и контактных напряжениях для бронз имеют очень длинные наклонные участки — до 25-10 циклов нагружений. Поэтому за исходные выбирают допускаемые напряжения [о] при 10 или 10 циклов нагружений в зависимости от временного, а не длительного предела выносливости, как при расчете зубчатых нередач. [c.356]

В случае расчета зубчатых колес с высоким перепадом твердостей шестерни и колеса (такое сочетание твердостей материалов нередко применяется в косозубых и щевронных передачах) эффект тренировки материала следует учитывать только для более мягкого колеса. Определение базовых допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес с твердостью НРС 45 поверхностей зубьев по формуле (206) рекомендовать не следует, так как эффект тренировки материала переменными нагрузками для твердых материалов сказывается тем слабее, чем выше твердость материала, К повышению допускаемых контактных напряжений для твердых материалов следует отнестись с особой осторожностью из-за того, что начавшееся усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев здесь обычно приобретает прогрессивный характер. [c.300]

Допускаемые напряжения изгиба определяются так же, как и для зубчатых колес. Приближенные значения [о -] даны в табл. 21.2. Для оловянистых бронз БрОФШ — 1 и БрОФН [а ] = 50 МПа — при литье заготовки в землю, [ст -] = 70 МПа — то же, в металлическую форму. [c.383]

ГСуществует два метода определения допускаемых напряжений расчетный и табличный. В различных отраслях промышленности на основе расчета допускаемых напряжений разрабатываются таблицы допускаемых напряжений для ряда типовых деталей (зубчатые колеса, валы, оси и др.). Табличные значения допускаемых напряжений устанавливаются в зависимости от конкретных условий работы отдельных групп деталей и технологии их изготовления. Такой метод дает возможность облегчить и ускорить процесс расчета деталей на прочность. Однако, поскольку эти таблицы рйСйчитаны для определенных условий работы деталей, изготовленных по определенной технологии, данными таких таблиц следует пользоваться с осторожностью даже при расчете однотипных деталей, но работающих в иных условиях и изготов- [c.249]

Допускаемые напряжения для колес, изготовляемых из капрона, должны быть снижены на величину Значение коэффициента снижения допускаемого напряжения выбирается в зависимости QT температуры окружающей зубчатые передачи средыг [c.319]

В работе конструкторских бюро и при расчетах деталей машин в данном справочнике применяются как дифференцированный, так и табличный методы, а также и комбинация пх. В табл. 3 п 4 приведены допускаемые напряжения для нетпповых литых деталей, на которые не.разработаны специальные методы расчета. Типовые детали (например, зубчатые и червячные колеса, шкивы) следует рассчитывать по методикам, приводимым в соответствующем разделе справочника или в специальной литературе. [c.8]

Если для рассчитываемого зубчатого колеса Nn > 10 , то при твёрдости этого колеса Яд <350 следует принимать Л ц=10". При работе мягкого или среднетвёрдого Hq <250) колеса с шестерней, зубья которой закале.ны с поверхности, допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса в притёртых передачах можно повысить на 250/ При Нд > 350 [14]. [c.260]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Находим по таблице коэффициент формы зуба для первого колеса у=0,092. Принимаем отношение г = 8, допускаемое напряжение для Ч5 гунного колеса при спокойной нагрузке с перерывами [а]=4 кПсж-. Тогда модуль зубчатой передачи составит [c.189]

На фиг. 71, б ведомое зубчатое колесо приболчепо к торцу барабана, а последний вращается на неподвижно закрепленной оси. В этой схеме крутящий момент передается на барабан непосредственно с ведомого зубчатого колеса, не нагружая оси барабана. Так как допускаемое напряжение для неподвижной оси значительно выше, чем для вала (напряжения не меняют знака), а кручение отсутствует, то диаметр оси на фиг. 71, б получается меньше, чем диаметр вала на фиг. 71, а. [c.105]

Решение. Материал и термообработку для зубчатых колес назначаем такие же, как и в примере 13. Поэтому допускаемое напряжение на контактную прочность для зубьев принимаем [o j = 5120 кПсм . [c.287]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...