Зубчатые колеса Напряжения контактные — Коэффициенты

В работах [15 , (211 формулы для расчета зубчатых колес на контактную выносливость выражаются через коэффициент контактных напряжений, обозначаемый [С,л или ко) [c.458]

Фиг. 667. График для определения коэффициента Кп при расчете зубьев зубчатого колеса по контактным напряжениям без учета изменения динамических нагрузок

Фиг. 7. Коэффициент Ро уменьшения допускаемых напряжений при расчете зубчатых колес на контактную прочность а — для кованых колес б — для литых колес.

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]

Работа зубчатых колес при высокой температуре (выше 90—120°С) не связана с понижением запаса надежности против заедания (см. фиг. 18) и поэтому не вызывает резкого возрастания концентрации контактных напряжений на неровностях однако коэффициент трения в контакте повышается до 0,08—0,09, и поэтому необходимо даже для хорошо приработанных поверхностей снижать нагрузку на 20—30%. [c.398]

Предел выносливости r//ijn,, соответствующий абсциссе точки перегиба кривой усталости, зависит от средней твердости поверхности зуба (табл. 11.4). Коэффициент безопасности 5 //iim=l,l — для зубчатых колес с однородной структурой (улучшение, объемная закалка), 5//jj =l,2 — для колес с поверхностным упрочнением. Коэффициент долговечности для контактных напряжений (при т = 6) [c.271]

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]

Коэффициенты и р , учитывающие число циклов изменения напряжений при расчете на контактную выносливость и усталостный излом, должны определяться не по абсолютной угловой скорости рассчитываемого зубчатого колеса, а по его угловой скорости в движении относительно водила (пН = п — rt ). [c.508]

Определение коэффициента контактных напряжений для передач е цилиндрическими зубчатыми колесами [c.311]

Формула (17) относится к паре стальных зубчатых колес со стандартным углом зацепления а = 20°. Если расчет проводится для других сочетаний материалов сопряженных зубчатых колес, то полученная из предыдущих формул величина контактных напряжений должна быть умножена на коэффициент [c.155]

Механические характеристики выбранных материалов шестерни и зубчатого колеса существенно влияют на величину контактных напряжений, возникающих на поверхности смежных зубьев. В последующих расчетах это учитывается коэффициентом [c.120]

Приняв определенные значения коэффициентов, связанных с условиями работы передачи, материалом зубчатых колес, допускаемыми напряжениями на изгиб и контактную выносли- [c.270]

Эта формула рекомендуется в качестве исходной расчетной зависимости на основе следующих соображений. При работе зубчатых колес на боковых поверхностях зубьев возникают силы трения, которые изменяют напряженное состояние в зоне контакта и увеличивают максимальное касательное контактное напряжение. Если принять коэффициент трения равным 0,2 и неизменным по ширине 2Ь полоски контакта, то Тшах = О,340 на глубине 0,46) [134]. Это напряжение почти не отличается от напряжения сдвига при параболическом законе распределения нагрузки поперек полоски контакта. [c.188]

Экспериментальные данные по конкретным значениям срп пока еще немногочисленны и нередко противоречивы. По мере накопления данных этот коэффициент будет приобретать для расчета зубчатых колес все большее значение. После преобразования получаем зависимость для определения контактного напряжения [c.191]

Коэффициенты повышения допускаемого контактного напряжения [а ] для зубчатых колес из сталей с а р 80 кг/мм при работе с м сек [c.306]

В работе [113] указывается, что контактную выносливость зубчатых колес оказывает значительное влияние сила трения в зацеплении, зависящая от коэффициента трения f в зоне контакта. Величина / зависит от толщины масляной пленки между зубьями, т. е. является функцией чистоты рабочих поверхностей зубьев, вязкости смазки и окружной скорости зубчатых колес, а также напряжения в контакте. [c.307]

Класс нагрузки и его численная характеристика — коэффициент эквивалентности Кц — общие для всех зубчатых колес редуктора. Нагруженность каждого отдельного зубчатого колеса определяют участком упорядоченного графика нагрузки, расположенным до базы контактных напряжений Nhq. Для расчета переменную нагрузку этого участка заменяют эквивалентной постоянной [c.79]

Коэффициент эквивалентности К е общий для всего редуктора, а коэффициент долговечности — индивидуальный для каждого зубчатого колеса, так как наработка N или база контактных напряжений N a У них могут быть разными. [c.79]

Наряду с погрешностями по шагу и профилю на нагрузочную способность зубчатых колес по контактным напряжениям влияет шероховатость рабочих поверхностей зубьев. С увеличением шероховатости обработки зубьев уменьшается их фактическая несущая поверхность. На вершинах микронеровностей возникают особенно высокие местные контактные напряжения, которые вызывают быстрый износ. Зависимость нагрузочной способности зубчатых колес по контактны.м напряжениям от их точности изготовления для условий модуль пг = 2 мм, = 48, 2а = 77, Ро = = 10°, ширина венца 70 мм, смазка маслом 6,5° ВУ при 50° С, расход масла 7 л/мин, материал — нормализованная сталь Ск45 (сталь 45), приведена на рис. 129. На шероховатость влияют погрешность профиля /( и разность соседних окружных шагов Однако шероховатость является наиболее вероятной причиной резкого уменьшения нагрузочной способности. Коэффициенты контактных напряжений, соответствующие длите тьно-му пределу контактной выносливости, уменьшаются с 0,9 до 0,15 кгс/мм , если средняя величина шероховатости Ящ увеличивается с 1 до 7 мкм. Под средней величиной шероховатости понимается среднее арифметическое шероховатостей колеса и шестерни. Для выяснения влияния шероховатости обработки на нагрузочную способность зубчатых колес были проведены многочисленные эксперименты на прямозубых колесах при следующих условиях модуль т — 2 мм, передаточное отношение 1,6 ширина венца Ь = 30 мм, 0J[c.128]

Коэффициент Kjrp определяют по рис. 239 в зависимости от Коэффициент формы зуба Yp определяют в зависимости от эквивалентного числа зубьев [см. стр. 265 и формулу (26.41)]. Расчет надо вести для зубьев того колеса, для которого величина [ст]р/У)г меньше. Допускаемые контактные напряжения и Напряжения изгиба зубьев определяют так же, как для цилиндрических зубчатых колес (см. с. 265). [c.273]

Особенности расчета по контактным напряжениям сдвига нестальных зубчатых колес. Когда в паре зубчатых колес одно или оба зубчатых колеса выполнены не из стали, числовые коэффициенты в формулах (4) — (4л) (т. е. 100 ООО для прямозубых колес и 80 ООО для косозубых и шевронных) следует умножить на [c.97]

Передаточные числа отдельных ступеней, указанные в таЗл. 5 и 6, определены в условиях примерно одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковых твердостях их поверхпосгей //Б < 350 и коэффициентах ширины зубчатых колес всех ступеней, а также при эквивалентном числе циклов напряжений зубьев колеса тихоходной ступени > 107. [c.416]

При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления f рис. 12.15), направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения = где / — коэффициент трения. Сила невелика по сравнению с силой Р, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между ЗЫБЯМИ направлена по нормали к их профилям. Под действием силы F и F зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения Стд в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут бьггь причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба Tf вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения Он — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев — опасный вид разрушения, так как при этом может выйти из строя не только зубчатая передача, но и валы и подшипники из-за попадания в них отколовшихся кусков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб. Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев — распространенный и опасный вид разрушения большинства закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач. Выкрашивание заключается в том, что при больших контактных напряжениях на рабочей поверхности зубьев обычно на ножках, вблизи полюсной линии) появляются усталостные трещины. Это приводит к выкрашиванию мелких частиц материала зубьев и образованию небольших осповидных углублений, которые затем под влиянием давления масла, вдавливаемого с большой силой сопряженным зубом в образовавшиеся углубления и трещины, растут и превращаются в раковины. Для предотвращения выкрашивания зубьев их рассчитывают на контактную прочность. [c.181]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

С при этом исключалось влияние погрешностей шага и профиля (рис. 130). Нагрузочная способность характеризовалась предельными значения.ми коэффициентов контактных напряжений, которые складывались из статической и динамической составляющих. Для зубчатых колес из нормализованной стали Ск45М (сталь 45) увеличение шероховатости Нш с 1 до 13 мкм уменьшает нагрузочную способность примерно на 80%- [c.129]

Высокую стойкость зубьев против выкрашивания обеспечивают масла, отличающиеся низкими значениями коэффициента трения f, поскольку их применение приводит к снижению контактных напряжений. Возможно, что именно малой величиной f объясняются высокие антивыкрашивательные свойства синтетического полиэфирного масла Polyran, неоднократно отмечавшиеся Ни-манном с сотрудниками. Прирост предела усталости поверхностных слоев при смазке этим маслом по сравнению с нелегированными нефтяными маслами, по данным [150], составляет 32% у зубчатых колес из хромомарганцевой стали HR 62 и целых 600% у незакаленных зубчатых колес. [c.259]

Контактные напряжения [а ], определяемые по табл. 37, вычислены для обычных условий изготовления и работы значительного большинства зубчатых колес и соотвествуют средним значениям коэффициента трения в зоне минимальной контактной прочности (т. е. вблизи полюсной линии) f 0,08. [c.307]

Если технология обработки зубчатых колес такова, что гладкость боковых поверхностей зубьев получается ниже или, наоборот, выше средней, то базовое контактное напряжение [а ] по условию контактной выносливости желательно соответственно уменьшить или увеличить путем умножения на коэффициент рпов-В последнем случае, т. е. когда рпов > 1, если значение Мцж мало и напряжение [ок] получается и без того высоким, необходимо следить, чтобы при дальнейшем увеличении значения [а ] оно не достигло предела, при котором возникает опасность заедания [c.309]

Расчет открытой передачи принято вести аналогично расчету закрытой передачи. Из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев по формуле (4.9) определяют межосевое расстояние. Поскольку открытые передачи при любой твердости рабочих поверхностей зубьев считаются прирабатываюш,ими-ся, то при постоянном режиме нагрузки коэффициент Кнц принимают равным единице. Коэффициенты ширины венца зубчатых колес назначают потабл. 4.6. Допускаемое напряжение выбирают цо формуле (4.1), принимая во всех случаях /( =1- [c.56]

Смотреть страницы где упоминается термин Зубчатые колеса Напряжения контактные — Коэффициенты : [c.87] [c.200] [c.202] [c.379] [c.248] [c.678] [c.682] [c.222] [c.116] [c.77] [c.162] [c.450] [c.490] [c.98] [c.134] [c.79] [c.129] [c.143] [c.94] [c.50] [c.83] [c.630]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...