Зубчатые колеса Расчет на прочность рабочих поверхностей

Пользуются также методикой расчета зубьев зубчатых колес редукторов на прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям сдвига. [c.138]

Размеры колес и передачи в целом определяют из расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев и на предупреждение поломки зубьев. Приближенный расчет можно вести по формулам для конических передач. Допустимые напряжения принимают такими же, как и для зубчатых колес других видов. [c.276]

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]

Для зубчатых колес с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев может оказаться, что их размеры будут определяться прочностью зубьев на изгиб. В этом случае проектировочный расчет на изгиб выполняют для среднего модуля [c.51]

На контактную прочность зубчатых колес сильно влияют гладкость рабочих поверхностей и факторы, от которых зависит коэффициент трения в зоне контакта. Приведенный выше расчет зубчатых колес на контактную прочность действителен для обычно достигаемого при изготовлении и приработке зубчатых передач достаточно высокого уровня гладкости рабочих поверхностей зубьев и для условий, при которых коэффициент трения в зоне минимальной контактной прочности (т. е. вблизи полюсной линии) близок к 0,08. [c.88]

Передачи с зубчатыми колесами из ДСП-Г часто рассчитывают на износ рабочих поверхностей зубьев и прочность при изгибе, передачи из текстолита — на износ, прочность при изгибе и контактную прочность зубьев, передачи из капрона и других полиамидов — па прочность при изгибе. Однако в каждом отдельном случае конструктор определяет порядок расчета в зависимости от ответственности и режима работы передачи. [c.159]

См. методические указания по расчету цилиндрических зубчатых колес на прочность и долговечность (стр. 124). Открытые передачи на выносливость рабочих поверхностей зубьев не рассчитываются. [c.92]

Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Расчет. на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых колес стандартизирован ГОСТ 21354—75. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и выполняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубьев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров. [c.167]

Ход расчета зубчатого зацепления на прочность зависит от технического задания. Если размеры передачи ничем не ограничены, то расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия прочности рабочих поверхностей зубьев. После определения диаметров колес, чисел зубьев и модуля следует подобрать подщипники сателлитов. Если диаметр сателлита не позволяет установить подшипник с требуемой долговечностью, то увеличивают ширину сателлита, ставя его на два или три подшипника (см. рис. 5.22). [c.160]

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]

В червячных передачах, аналогично зубчатым, зубья червячного колеса рассчитывают на контактную прочность и на изгиб. Как отмечалось выше (см. 15.8), в червячных передачах кроме выкрашивания рабочих поверхностей зубьев велика опасность заедания и изнашивания, которые зависят от значений контактных напряжений сг//. Поэтому для всех червячных передач расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжениям изгиба — проверочным. [c.221]

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]

Расчеты передач фрикционные на контактную усталость ременные по тяговой способности и на долговечность зубчатые на прочность зубьев при изгибе на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на предупреждение заедания червячные на контактную усталость поверхностей зубьев колеса, на предупреждение заедания, на предупреждение излома зубьев колес и на нагрев глобоидные на износ и нагрев цепные на износостойкость шарниров. [c.145]

Отсюда очевидно, почему для зубчатых колес редукторов характерны широкие венцы и большие значения отношения фт. Только в тех случаях, когда в редукторах применяют колеса, зубья которых после термической или химико-термической обработки получают высокую твердость рабочей поверхности (ЯВ 350), может оказаться, что размеры передачи, вообще лимитируются расчетом зубьев на изгиб, а не на контактную прочность. [c.156]

Критическое рассмотрение и дальнейшее преобразование выражения (30) с целью его использования при расчете зубчатых колес на контактную прочность произведено в работе [38]. Там же проведен анализ расчетных зависимостей, используемых при оценке контактной прочности (выносливости) рабочих поверхностей зубьев. [c.412]

Так как поломка зубьев и выкрашивание их рабочих поверхностей являются самыми опасными и наиболее распространенными видами разрушения зубьев, и так как достаточно обоснованные методы расчета зубьев на абразивный износ и на заедание пока не разработаны, то соответственно расчет зубьев зубчатых колес на прочность производят на изгиб и на контактную прочность. [c.240]

Если основным критерием работоспособности зубьев зубчатых колес является прочность на изгиб, например для зубьев, закаленных до высокой твердости рабочей поверхности, то при проектировочном расчете передачи следует сначала определить модуль т зубьев расчетом зубьев на изгиб, а затем выполнить проверочный расчет зубьев на контактную прочность. [c.198]

Рассмотрим расчет рабочих поверхностей зубьев червячных колес на контактную прочность. Так же как и для зубьев зубчатых колес, при расчете исходят из формулы Герца для наибольших контактных напряжений при сжатии цилиндров вдоль их образ)тощих (см. 12.5) [c.236]

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]

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]

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]

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]

Из анализа повреждений зубчатых передач следует, что работоспособность закрытых передач в основном зависит от контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. Поэтому при твердости рабочих поверхностей зубьев НВа 350 габариты закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют из условия контактной прочности. Расчет зубьев на изгиб в это.м случае носит проверочный характер и имеет целью определить наименьший допустимый модуль. [c.46]

Для деталей, в поверхностных слоях которых возникают контактные напряжения (например, фрикционные катки, зубчатые колеса, тела качения и кольца нодшипников качения), решающую роль в большинстве случаев играет не общая (объемная) прочность, а прочность рабочих поверхностей — контактная прочность. В тех случаях, когда возникающие контактные напряжения переменны во времени, расчет на контактную прочность имеет целью гарантировать отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей деталей в течение заданного срока их службы. Для деталей машин характерен расчет на контактную выносливость (усталостную контактную прочность), а не на статическую контактную прочность, хотя такие случаи также встречаются. [c.18]

Если основным критерием работоспособности зубьев зубчатых колес является контактная прочность, например для передач с низкой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев, то при проектировочном расчете после определения межосевого расстояния [формула (12.61)], или начального диаметра шестерни (1 [формула (12.63)], или начального среднего диаметра шестерни [формула (12.80)] по соответствующим формулам (12.29) и (12.30) или (12.4) и (12.5) ачедует определить модуль зубьев т (для конических зубчатых колес mJ и затем выполнить проверочный расчет зубьев на изгиб. [c.198]

Расчет конических передач на прочность регламентируется теми же критериями работоспособности, что и расчет цилиндрических зубчатых передач, т. е. их рассчитывают из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев. По этому условию при проектном раечете определяется внешний делительный диаметр колеса [c.463]

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]

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]

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 ...