Контактная прочность зубьев

Выбор рациональных коэффициентов смещения является одной из основных и наиболее сложных задач. От коэффициента смещения зависит форма зуба, наличие или отсутствие подрезания, концентрация напряжений, т. е. изгибная прочность зуба. С увеличением смещения активный профиль перемещается на участки эвольвенты с большими радиусами кривизны, что приводит к увеличению контактной прочности зуба. С изменением смещения изменяются также скорость скольжения и удельные скольжения, т. е. абразивное изнашивание активных поверхностей зубьев. Увеличение смеще- [c.27]

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Наибольшую твер- [c.139]

Рис. 10.12. Схема к расчету контактной прочности зубьев

Расчет на контактную прочность зубьев червячного колеса. Этот расчет должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. По аналогии с расчетом зубчатых передач наибольшее контактное напряжение определяют по формуле (3.2). Расчетная нагрузка на единицу длины контактной линии [c.387]

Примером непротиворечивых выходных параметров являются изгибная и контактная прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. гл. 12). При увеличении внутренних параметров — коэффициентов смещений и определяющих геометрические характеристики торцевых сечений зубьев, увеличивается толщина основания зуба и радиус кривизны боковой поверхности, что способствует увеличению как изгибной, так и контактной прочности зубьев. Однако при увеличении коэффициентов смещения снижается коэффициент перекрытия передачи, определяющий плавность пересопряжения. В подобных разобранным случаям проектируемые машина или механизм имеют векторный характер противоречивых выходных параметров синтеза. [c.314]

Известно множество способов построения комплексных целевых функций. Среди них наиболее часто при синтезе механизмов используют метод взвешенных сумм, при котором все выходные параметры объединяют в две группы. В первую группу входят параметры, значения которых нужно повышать КПД, производительность, точность воспроизведения заданной функции или траектории, а в частном случае — изгибная и контактная прочность зубьев, коэффициент перекрытия и т. п. Целевые функции, соответствующие этим выходным параметрам, обозначим Ф/". Во вторую группу входят параметры, значения которых нужно снижать, например, габаритные размеры, скорости скольжения, углы давления, силы, действующие на звенья и кинематические пары, вибро-активность, неравномерность движения, силовое воздействие на стойку вследствие проявления инерционности. Целевые функции, соответствующие этим параметрам, будем обозначать Ф/". Тогда для случая минимизации комплексной целевой функции свертка векторного критерия будет иметь вид [c.315]

При проектном расчете передачи определяют требуемую величину межосевого расстояния из условия контактной прочности зубьев колеса, механические характеристики которого ниже, чем у червяка. Расчет выполняют по формуле [c.401]

На рис. 9.15 показаны три положения рейки при нарезании зубьев. При нарезании без смещения (.х = 0) получаем нормальный профиль. При положительном смещении (х>0) профиль зуба очерчивается более удаленным участком эвольвенты (более выгодным). При этом уменьшается кривизна эвольвентного профиля (увеличивается радиус кривизны эвольвенты) и зуб у основания утолщается. В результате этого изгибная и контактная прочность зуба повышается, а также устраняется подрезание при малом числе зубьев (можно понизить до 7...8). При отрицательном смещении (л <0) происходит обратное явление. [c.165]

Открытые передачи проектируют узкими, с коэффициентом ширины венца колеса 1/д = 0,1...0,2 (см. ниже). Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (9.26). При этом коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колес принимают Kjj -Кр =. [c.187]

Проверим условие (9.29) а = (0,8.,.1,1)[стн] = (0,8...1,1)518 = (414...570)Н/мм Так как расчетное значение <з = 542 Н/мм ,находится в пределах допускаемых значений напряжений — 414...570 Н/мм , то контактная прочность зубьев обеспечивается. [c.195]

Контактная прочность зубьев обеспечивается (см. пример 9.1, п. 15). [c.198]

Контактная прочность зубьев колес обеспечивается. [c.200]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Проверим условие (9,29) ст = (0,8...1,1) [ст ] = (0,8...1,1)889 = (711...978) Н/мм Так как расчетное значение <т = 941 Н/мм находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается. [c.215]

Ограниченная нагрузочная способность объясняется тем, что контакт зубьев происходит по линии (практически по узкой площадке), расположенной вдоль зуба (рис. 9.39). Вследствие малого приведенного радиуса кривизны рабочих поверхностей зубьев возникают значительные контактные напряжения, ограничивающие контактную прочность зубьев. [c.218]

Расчет па контактную прочность зубьев червячного колеса. Этот расчет должен обеспечивать не только отсутствие усталостного разрушения поверхностей [c.252]

Так как а ,= 187 Н/мм < [а ]з = 202 Н/мм то контактная прочность зубьев колеса обеспечивается. [c.260]

Расчет на прочность конических передач. Расчет конической зубчатой передачи на изгибную и контактную прочность зубьев основывается на формулах для эквивалентных цилиндрических передач. Предполагается, что несущая способность конической передачи равна несущей способности эквивалентной цилиндрической передачи со средним модулем. Крутящий момент на колесе эквивалентной передачи (при б = 90°) определяют по формуле [c.299]

Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности большинства зубчатых передач. При выводе расчетной формулы на контактную прочность рассматривают соприкасание зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацепление и возникает выкрашивание при этом контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусами, равными радиусам эвольвент в полюсе зацепления р1 и рг (см. рис. 9.2 и рис. 0.6). [c.135]

Коэффициент динамической нагрузки Кни- При работе зубчатых передач в результате неточностей изготовления и сборки, а также деформации зубьев возникают дополнительные динамические нагрузки, влияние которых при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кяа- [c.138]

Из формул (9.9) и (9.10) следует, что контактная прочность зубьев колес зависит от материала и габаритных размеров передачи и не зависит от модуля и числа зубьев в отдельности. По условиям контактной прочности при данном аа, модуль зубьев и число зубьев могут иметь различные значения, лишь бы соблюдалось условие 0,5т 21- -22) =аш. [c.139]

Недогрузка составляет 4%<10%, контактная прочность зубьев обеспечивается. [c.148]

Недогрузка составляет 6 % < 10 %, что допустимо. Контактная прочность зубьев обеспечивается. [c.177]

Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых конических передач. При этом принимают коэффициенты долговечности Кнт= коэффициенты кон- [c.177]

В основе принятых в настоящее время расчетных методик лежат известные условия изгибной и контактной прочности зубьев [5] [c.206]

Повышение контактной прочности зубьев. Наиболее эффективно повышение твердости поверхностного слоя зубьев химико-термической обработкой (цементацией, цианированием, азотированием) и поверхностной закалкой пламенем или т. в. ч. [c.397]

Весьма важным фактором, влияющим на прочность зубьев, являются остаточные напряжения в тонком поверхностном слое, обусловленные процессами обработки и доводки зубьев. Особенно отрицательное влияние оказывают остаточные напряжения растяжения, возникающие при шлифовании зубьев. Для повышения контактной прочности зубьев следует избегать больших подач при шлифовании и повышенных припусков на шлифовку, а также не допускать работы засаленным кругом. Чем больше отношение объема снимаемого металла к износу круга, тем больше остаточные напряжения растяжения в поверхностном слое. [c.398]

Рис. 11.17. Схема к расчету контактной прочности зубьев а, б — радиусы кривизны зубьев для внешнего и внутреннего зацеплений в, г — поле зацепления прямозубой и косозубой передач

От скорости качения и удельной скорости скольжения зависят напряжения, тепловое состояние зоны контакта и физико-механические изменения поверхностного слоя. Кратковременные перегрузки зубчатых колес, сопровождаемые разрушением масляной пленки, а также пуски тихоходных передач, находящихся под нагрузкой, повышают контактную прочность вследствие износа материала с зачатками усталостных трещин. Влияние смазочного материала сложное повышение его вязкости положительно влияет на нагрузочную способность передачи, однако увеличивает силы трения и касательные напряжения. Контактная прочность зубьев колес при недостаточном смазывании погружением выше, чем при обильной подаче масла при смазывании погружением она больше, чем при струйном. Это можно, видимо, объяснить большим гидродинамическим давлением в зарождающихся усталостных трещинах при струйном смазывании, когда оно производится жидким маслом, а не в смеси с воздухом. [c.249]

Передаточные числа отдельных ступеней, указанные в табл. 5 и 6, определены в условиях примерно одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковых твердостях их поверхностей НБ < 350 и коэффициентах ширины зуб чатых колес всех ступеней, а также при эквивалентном числе циклов напряжений зубьев колеса тихоходной ступени > 10 . [c.416]

Условие контактной прочности зуба [c.151]

Передаточные числа отдельных ступеней определены из условия одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковой твердости их поверхности НВ < 350 и одинаковых коэффициентах ширины зубчатых колес всех ступеней. [c.308]

К первому недостатку относят сравнительно малое значение радиусов кривизны р1 и рг (см. рис. 26, 27), что ограничивает дальнейшее увеличение контактной прочности зубьев. [c.325]

Увеличивая величину смещения / линии зацепления от мгновенной оси (см. рис. 37 и рис, 39) относительного вращения конструкторы имеют возможность значительно увеличить контактную прочность зубьев, причем это обстоятельство не будет лимитировать прочность зубьев по изгибу доказано также, что с увеличением смещения I потери от скольжения меняются весьма незначительно подобные возможности при выборе параметров зацепления при проектировании передач присущи только новому типу зацепления. [c.328]

При проверке на контактную прочность зубьев колеса в этом случае используется формула (19). [c.348]

Мн/м при НВ207 для колеса Расчет произвести из условия контактной прочности зубьев при [c.163]

На рис. 9.21 дан чертеж общего вида одноступенчатого редуктора со сварным цилиндрическим колесом. Ведущий вал вращается с угловой скоростью 59,6 рад/сек. Требуется определить номинальную мощность, которую может передать редуктор, из условия контактной прочности зубьев колеса, если допускаемое контактное напряжение [а] = 500 Мн1м . Коэффициент нагрузки К = 1,2. [c.163]

Винт домкрата путеукладочной машины приводится в движение через червячный редуктор (рис. 16.4). Выяснить исходя из приведенных ниже данных, что ограничивает предельную нагрузку рассматри ваемой конструкции прочность винта, его устойчивость, контактная прочность зубьев червячного колеса или их прочность на изгиб. Винт изготовлен из стали Ст.4, резьба винта трапецеидальная однозаходная по ГОСТу 9484—60, наружным диаметром 44 мм и шагом 8 мм. Свободная длина винта 1,8 м, коэффициент запаса устойчивости [п ] — 4 (при расчете на устойчивость рассматривать винт как стойку, имеющую один конец, защемленный жестко, а второй свободный). Червячное колесо изготовлено из чугуна СЧ 18-36 число зубьев 2 = 38 модуль зацепления = = 5 мм. Червяк однозаходный диаметр делительного цилиндра = 50 мм угловая скорость вала червяка = 48 рад1сек. Недостающие для расчета данные выбрать самостоятельно. [c.262]

В обнгем случае выбор оптимальных коэффициентов смещения, наилучшим образом удовлетворяющих конкретным требованиям, предъявляемым к данной передаче, представляет собой одну из наиболее сложных задач ее проектирования. При этом следует учитывать, что более полное использование одного преимущества, например повышения контактной прочности зубьев за счет выбора большого коэффициента суммы смещений хх, может вызвать ухудшение других показателей передачи (заострение зубьев, уменьшение коэффициента перекрытия, внедрение головки зуба одного колеса в переходную кривую другого и т. д.), [c.279]

При X = О и р = О Zmin <==> 17, но и при г = 13 подрезание еще невелико, и смещение назначают для повышения несущей способности, зависящей от изгибной и контактной прочности зубьев. В ГОСТ 16532—70 при р = О для тех случаев, когда межосевое расстояние не задано, при условии 10 30 рекомендуется принимать [c.625]

Обычно 6 к = 70 — 78°, следовательно, х (2,36 — 3,87) Ццкр-Пара зубчатых колес с винтокруговым зацеплением позволяет осуществлять большую редукцию скоростей при значительном увеличении контактной прочности зуба. Так, для внешнего зацепления величина приведенного радиуса кривизны равна [c.250]

Влияние неравномерного распределения нагрузки по длине зуба при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кн ,-Для прирабатываюш,ихся колес [c.138]

Вследствие повышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают прирабатываюш,имися при любой твердости рабочих поверхностей зубьев. Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты долговечности = 1 коэффициенты [c.148]

Известно, что торцовый износ зависит от качества термообработки и материала. Лабораторные исследования показали, что твердость нитроцементованного слоя и сердцевины зубьев шестерен варьирует в широких пределах. Твердость слоя менялась от 55 до 64 HR , а сердцевины — от 27 до 38 ИКС. Установлено, что подслой играет большое значение в повышении усталостной и контактной прочности зубьев. Контактные напряжения во время удара при переключении передачи достигают значительной величины. При этом под слоем в мягкой сердцевине происходит пластическая деформация, а так как, ннтроцементированный слой имеет более высокий предел текучести, но малый запас пластичности по сравнению с сердцевиной, то в нем может возникнуть начальная трещина, которая в конце концов приводит к выкрашиванию роя [2, 3]. [c.79]

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес и в особенности для зубчатых колес высоконаг-руженных передач. Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в табл. 8.7. [c.169]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...