Расчет зубчатых передач на усталостную прочность

Расчет зубчатых передач на усталостную прочность [c.113]

Для расчета открытой зубчатой передачи на усталостную прочность поверхностей зубьев определяют эквивалентные нагрузки — моменты, действующие па зубчатое колесо и шестерню. Момент, действующий на колесо в период пуска, [c.344]

Если расчет зубчатого зацепления на контактную прочность выполняется как проектный, то расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба в закрытых передачах выполняют как проверочный. Этот расчет предупреждает поломку зубьев он обеспечивает надежность передачи в смысле отсутствия опасности усталостного разрушения (излома) зубьев. [c.261]

Повышение изгибной выносливости и долговечности зубчатых передач вследствие поверхностного упрочнения переходной поверхности у ножки зуба широко используется в производстве приводов. Поверхностное упрочнение зубьев позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач примерно в 4-5 раз, тогда как за счет улучшения геометрии и качества сборки ее можно увеличить только в 1,5-2 раза. Вместе с тем пока еще отсутствуют инженерные методы оценки степени упрочнения и учета ее влияния на предел изгибной выносливости зубьев и долговечность зацепления В существующих методиках расчета зубчатых передач на прочность (ГОСТ 21354-84, СТ СЭВ 5744-86, РТМ 2 Н45-1) выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного максимального напряжения в опасном сечении на поверхности с допускаемым напряжением определяемому с учетом величины предела выносливости зубьев при изгибе расчетного коэффициента запаса прочности 5 , и уточняющих коэффициентов [c.105]

Практически во всех нормах и методиках расчета зубчатых передач на прочность значения рекомендуется устанавливать на основе обкаточных испытаний зубчатых колес на стендах (чаще с циркулирующим потоком замкнутой мощности) или на пульсаторах. В некоторых случаях при оценке допускаемых напряжений продолжают использовать значения базовых пределов выносливости, полученных модельными испытаниями на изгиб гладких или надрезанных (с концентраторами различной формы) образцов. Это во многом вызвано отсутствием в настоящее время достаточного количества экспериментальных данных, полученных испытаниями при обкатке зубчатых колес из различных материалов, способов упрочнения и режимов нагружения (чередования уровней и частотных характеристик нагрузок). Следует отметить, что в последующем усталостные испытания гладких и надрезанных образцов могут с успехом использоваться как дополнительные данные к результатам испытаний зубчатых колес для полной оценки влияния на усталостную прочность различных факторов конструктивных (форм и размеров концентраторов напряжений), технологических (способов упрочнения и параметров упрочненного слоя) и эксплуатационных (режимов нагружений) при тщательном соблюдении условий моделирования. [c.106]

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]

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]

Нередки случаи, когда передачи в отдельные периоды работы испытывают кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки). Общее число циклов нагружения, соответствующих этим перегрузкам, обычно невелико и они практически не оказывают влияния на усталостную прочность вала (см. так же стр. 231, где сказано об учете пиковых нагрузок в расчетах зубчатых передач). Поэтому расчет на выносливость ведут по длительно действующей нагрузке — обычно по номинальной нагрузке (см. стр. 221) передачи. Но игнорировать пиковые нагрузки нельзя — по этим нагрузкам вал должен быть проверен на статическую прочность (или точнее — на сопротивление малым пластическим деформациям). Этот расчет выполняют по гипотезе энергии формоизменения (можно применять также гипотезу наибольших касательных напряжений) [c.369]

Пример 1. Определить диаметр подступичной части оси из расчета на усталостную прочность (вариант I расположения сил). Данные для расчета 2Я = 20,5 Г = 4,7 Г у = 60 км/ч-, мощность электродвигателя Рэ = = 206 кет-, АР = 1 Т (см. расчет на стр. 164) передаточное число зубчатой передачи ц = 75/17 О = 1,05 м г = 0,525 м ш = 0,17 м О, = 0,75 м вес тягового двигателя Се = 3200 кг вес буксы и балансира Об = 260 кг. Размеры (см. рис. 122) а = 0,21 м 6 = 0,816 м с = 0,462 м с = 0,495 ж 1 = = 1,857 м 2 = 2з = 1,58 м 1з = 1,316 м и = 1.Ю6 л Ь = 0,29 м 1в = 0,277 л 7 = 0,13 ж 8 = 0,155 л 1ш = 2,134 ие ) = 0,25. [c.173]

Хотя максимальное напряжение возникает на стороне сжатия (на нерабочей стороне) зуба, но расчет его на прочность производится по напряжению на рабочей стороне, так как усталостные трещины и разрушения зубьев начинаются, как показывают эксперименты и опыт эксплуатации зубчатых передач, на растянутой стороне зубьев. [c.241]

Расчет волновой передачи на прочность. Основными критериями работоспособности волновых зубчатых передач являются износ зубьев, усталостное разрушение гибкого колеса, усталостное разрушение гибкого подшипника генератора волн. [c.187]

Кратковременные перегрузки в зависимости от их величины и времени их действия могут явиться в отношении усталостной прочности материала зубчатых колес как упрочняющим, так и разупрочняющим фактором. За отсутствием систематических специальных исследований, однако, количественная оценка влияния перегрузок при расчете зубчатых передач пока ограничивается гипотетическими рекомендациями. Большинство исследователей считает, что кратковременные пиковые нагрузки, если они не слишком велики, повышают циклическую долговечность зубчатых колес. При этом, чем короче циклическая длительность действия перегрузки, тем выше может быть допущена ее величина без ущерба для усталостной прочности материала зубчатых колес и опасности пластической деформации (обмятия) рабочих поверхностей зубьев. Поскольку количественная оценка упрочняющего действия кратковременных перегрузок пока учету не поддается, в современных расчетных нормативах [66], [85], [И1], [162], [И] при расчете зубьев на выносливость те пиковые нагрузки, циклическая продолжительность действия которых не превышает определенного предела, рекомендуется просто не учитывать. Подразумевается, что в принятых пределах числа циклов и величины перегрузок разупрочняющий эффект перегрузок маловероятен и им можно пренебречь. [c.310]

Следовательно, при расчете зубчатых передач кривошипных прессов нужно исходить из усталостной прочности при изгибе и контактной прочности на поверхности зубьев. При этом для закрытых передач следует проводить расчет на усталостную прочность при изгибе и на контактную прочность, а в качестве определяющего принимают наименьший показатель. Для открытых передач вполне достаточно расчета на усталостную прочность при изгибе. [c.115]

По конструктивному оформлению различают закрытые и открытые зубчатые передачи. В первых передача помещена в закрытый пыле- и влагонепроницаемый корпус и работает с обильной смазкой. Во вторых, как показывает само название, передача ничем не защищена от влияния внешней среды. Опыт эксплуатации зубчатых передач показывает, что усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев возникает только в закрытых передачах открытые передачи чаще всего выходят из строя в результате абразивного износа зубьев — истирающего действия различных посторонних частиц, попадающих в зацепление. По этой причине открытые зубчатые передачи не рассчитывают на контактную прочность, а рассчитывают лишь на изгиб зубьев, вводя в расчетные формулы специальный поправочный коэффициент, отражающий возможное уменьшение размеров опасного сечения зуба в результате износа. Для закрытых передач основным, выполняемым в качестве проектного, является расчет на контактную прочность, а расчет на изгиб выполняют как проверочный. При этом в подавляющем большинстве случаев в зубьях передач, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, напряжения изгиба невысоки — значительно ниже допускаемых. [c.355]

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]

Методика вероятностных расчетов деталей машин на статическую и усталостную прочность подробно рассмотрена в гл. 2. Приведенные в ней закономерности являются общими и не учитывают специфики расчетов конкретных элементов, особенностей формирования нагрузочных режимов, способов их получения и т. д. В то же время общая последовательность расчета по гипотезе суммирования повреждений, нашедшая отражение в блок-схеме (см. рис. 2.8), для конкретных деталей может быть упрощена. Например, при расчете на усталостную долговечность зубчатых колес многообразие методов схематизации нагрузочного режима сводится к одному — методу ординат, учет вариации коэффициента асимметрии не производится, так как считается, что зуб нагружается пульсирующим циклом число циклов нагружения определяется в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя или ведущих колес (скорости движения автомобиля) и передаточных-отношений коробки передач, главной передачи и т. п. [c.129]

Опытные работы, проведенные с зубчатыми колесами, показали, что развитие усталостных трещин начинается не на глубине, где действуют наибольшие напряжения, а по контактной поверхности зубьев. Положение с исследованием явлений усталостного разрушения таково, что пока нет оснований для рекомендаций надежных критериев прочности, отвечающих данному напряженному состоянию, однако формулы (44) — (46) с достаточной ясностью отражают физическую сущность и закономерность явлений усталостного разрушения. Следовательно, безразлично, какую формулу принять для расчета колес закрытых зубчатых передач, так как их различие состоит только в числовом расчетном коэффициенте необходимо лишь обеспечить правильный выбор допускаемых напряжений исходя из принятой формулы заметим также, что между нормальными и касательными напряжениями существует в данном случае простая линейная связь. При надобности в расчетах можно использовать зависимость, характеризующую переход от одного напряженного состояния к другому, где [c.302]

При работе зубчатых передач наблюдаются следующие основные повреждения и разрушения зубьев колес усталостное выкрашивание, излом, абразивный износ, заедание. Причинами указанных повреждений могут быть неправильность расчета и конструирования передачи, нарушение технологии ее изготовления и несоблюдение правил эксплуатации. Те или иные повреждения и разрушения характерны для определенных условий работы зубчатых передач. В закрытых передачах основным видом повреждения является усталостное выкрашивание, поэтому такие передачи рассчитываются на контактную прочность и проверяются на изгиб. В открытых передачах вследствие значительного абразивного износа усталостного выкрашивания не наблюдается, и такие передачи рассчитываются на изгиб. [c.139]

Для закрытых зубчатых передач редукторного типа при определении их размеров в большинстве случаев решающую роль играет расчет рабочих поверхностей зубьев на выносливость по контактным напряжениям (расчет на отсутствие усталостного выкрашивания). Этот расчет выполняют как проектный. Кроме того, производят проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба в зубьях колес, рассчитанных на контактную прочность, весьма невелики. Исключения могут быть в двух случаях [c.34]

В машиностроении нашли широкое применение расчеты опор качения, зубчатых передач, кулачковых механизмов на усталостную контактную прочность. [c.167]

Детали механизмов и элементы металлоконструкций рассчитывают при действии статических и динамических напряжений на прочность (статическую прочность), а при большом числе циклов изменения напряжений— на выносливость (усталостную прочность). Отдельные детали (например, валы), а также металлоконструкции рассчитывают на жесткость. При расчете валов определяют линейные и угловые перемещения (прогибы и уг ы поворота опорных сечений), величины которых оказывают значительное влияние на работоспособность зубчатых передач и подшипников. [c.45]

Усталостное изнашивание (выкрашивание) проявляется в отслаивании отдельных частиц металла с увеличением числа циклов нагружений и проявляется в наибольшей мере на отстающей поверхности (ножка зуба в зубчатой передаче, дорожка качения внутреннего кольца подшипника качения) и представляет значительную опасность при поверхностном упрочнении (азотирование, цементация и др.), поскольку в результате развития трещин под упрочненным слоем с поверхности трения отделяются крупные частицы металла. Для предотвращения усталостного выкрашивания проводится расчет с целью оценки величины контактных напряжений (оценка контактной прочности). [c.16]

Предупреждение преждевременного выхода из строя зубчатых колес из-за усталостного выкрашивания и отслаивания является целью приводимых ниже расчетов -на прочность рабочих поверхностей зубьев. Расчеты, направленные на предотвращение отказов, вызванных развитием усталостных трещин, возникающих в тонком поверхностном, слое, используются и при оценке несущей. способности тех закрытых передач, в которых наряду с усталостными имеются и другие виды повреждений. Примером может служить медленно протекающее молекулярно-механическое изнашивание. Возможность этого изнашивания возрастает с уменьшением скорости и ростом отношения максимальной (часто повторяющейся) и средней по времени нагрузок. [c.88]

Расчет зубчатых передач. При модернизации зубья рассчитывают на усталость по напряжениям изгиба и на прочность при первом приложении или кратковременном действ1ш максимальной нагрузки. В зубчатых передачах станков усталостного выкрашивания, как правило, не наблюдается. При переменных режимах нагружения и применении поверхностных упрочнений, а также при систематическом износе, приводящем к постепенному стиранию поверхностных слоев, подвергающихся усталости, лимитирующей в большинстве случаев оказывается прочность зубьев на изгиб. [c.566]

Расчетно-пояснительная записка должна быть сброшюрована в обложку из чертежной бумаги или вложена в скоросшиватель. По курсовому проекту цилиндрического редуктора записка должна иметь примерно следующее содержание техническое задание на проектирование кинематический расчет привода и выбор электродвигателя выбор материалов зубчатых колес и определение допускае мых напряжений (гл. V, 24) определение геометрических параметров передачи (гл. V, 24), ориентировочный расчет валов редуктора (гл. IV, 17), определение конструктивных размеров зубча.тых колес и корпуса редуктора (гл. VI, 28), уточненный расчет валов на усталостную прочность (гл. IV, 17), подбор и расчет подшипников качения (гл. IV, 18), проверка прочности шполочных соединений (гл. III, 15), выбор системы смазки зубчатых колес и подшипников (гл. VI, 28 и гл. IV, 18), обоснование выбора допусков и посадок (гл. VI, 28). [c.246]

С достаточной степенью точности можно принять, что опасное сечение зуба совпадает с хордой основной окружности. Эиюры нормальных напряжений от изгиба и сжатия, возникающие в этом сечении, показаны на рис. 3.73, на котором дана также суммарная эпюра напряжений. Опыт эксплуатации зубчатых передач и экспериментальные исследования показывают, что усталостная трещина возникает на растянутой стороне зуба. Таким образом, пренебрегая относительно небольшими напряжениями от сжатия силой F,., расчет зуба следует вести по напр яжениям растяжения, вызванного силой F. Условие прочности на изгиб будет иметь вид Op=Mi.-lW =FtUW 452 [c.452]

Необходимость расчета напряжений и деформаций в зонах контакта деталей машин возникает на практике довольно часто как при расчете их на контактную прочность (зубчатые и фрикционные передачи и др.), так и для оценки усталостной прочности (резьбовые, ирессовые соединения и т. д.). [c.5]

Червячные передачи рассчитывают так же, как и зубчатые, на контактную прочность и изгиб зубьев. Рассчитывают именно зубья колеса, имеющие меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки нарезки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную прочность должен обеспечить не столько отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, сколько отсутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей. При венцах червячных колес, изготовленных из чугуна или твердых безоловянных бронз, опасность заедания несравненно больше опасности усталостного разрушения рабочих поверхностей. Для этих материалов контактные напряжения ограничивают величинами, установленными на основе эксперимента и эксплуатационных данных и гарантирующими от опасности возникновения заедания (см. табл. 5.9). Для открытых червячных передач (независимо от материалов) опасность заедания еще более существенна, чем для закрытых, поэтому в отличие от зубчатых открытых червячные передачи рассчитывают на контактную прочность. Следовательно, для червячных передач во многих случаях расчет на ко.чтактную прочность является косвенным расчетом на отсутствие заедания. [c.116]

Модель 7АСРСК дает возможность определить допускаемую силу на ползуне по прочности зубчатой передачи. Для расчета этой силы, как и при расчете допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала, введем постоянную нагрузку на ползуне, равную номинальному усилию пресса и направленную вверх. Приложение постоянной нагрузки воспроизводится с помощью модели источника фазовой переменной типа потока (элемент ТК). В полюсах модели 7АСРСК на каждом шаге интегрирования вычисляются радиальные силы и крутящие моменты в виде фазовых переменных типа потока. При этом учитываются упругие свойства контакта зубьев, силы трения в зацеплении, их распределенность по длине рабочей части линии зацепления, изменения на- [c.519]

Так же как и зубчатые, червячные передачи рассчитываются иа контактную прочность и изгиб зубьев червячного колеса. Расчетным элементом зацепления являются имегшо зубья колеса как имеющие меньшую поверхностную и сби ую прочность, чем витки нарезки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную прочность должен обеспечит , не тол1жо отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания. Таким образом, ограничивая величину контактных напряжений величинами, установленными на основании опытных и эксплуатационных данных, можно считать, что заедания при работе передачи не будет. Вследствие указанного обстоятельства открытые червячные передачи следует, в отличие от зубчатых, рассчитывать и на контактную прочность. [c.99]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...