Зубчатые Зубья — Расчет на изгиб

П23, Рекомендуемые коэффициенты запаса прочности я для расчета на изгиб зубьев цилиндрических и конических зубчатых колес [c.313]

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]

Коэффициенты неравномерности рас-преде.ления нагрузки (концентрации нагрузки) по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность Кц и при расчете на изгиб Кр зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, износа подшипников, погрешностей изготовления и сборки, вызывающих перекашивание зубьев сопряженных колес относительно друг друга, последнее увеличивается с увеличением ширины венца bj, поэтому ее ограничивают (значения bj регламентируются рекомендуемыми пределами значений vj/,,). [c.191]

Основным критерием прочности зубьев открытых зубчатых передач является их прочность на изгиб. Поэтому обычно эти зубья рассчитываются только на изгиб. При этом при проектировочном расчете вычисляется модуль зацепления. При необходимости расчетов зубьев открытых передач на контактную прочность этот расчет осуш,ест-вляется как проверочный для закрытых передач. [c.164]

Проведенный нами сравнительный расчет на изгиб зубчатой муфты с обычным и бочкообразным зубом показал, что передаваемый муфтой крутящий момент при бочкообразном зубе на 20% выше. [c.23]

Нагрузки на каждый шпиндель и суммарные рассчитывают с учетом их изменения во времени. При неавтоматизированном проектировании переменность нагрузок обычно не учитывают из-за большой трудоемкости расчетов, что приводит к завышению крутящего момента приводного электродвигателя и увеличению, массы валов и шпинделей из-за больших коэффициентов запаса прочности валов и шпинделей. Проверка совместимости узлов и деталей включает проверку отсутствия касания валов, шпинделей и корпусных деталей зубчатыми колесами, а также выполнение ограничений на межцентровые расстояния промежуточных валов и шпинделей. Силовой расчет деталей и узлов состоит из расчета частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения шпинделей, расчета мощности холостого и рабочего хода расчета на прочность, жесткость и долговечность шпинделей, промежуточных валов, их опор и шпоночных соединений расчета на изгиб и контактную прочность зубьев зубчатых колес. [c.243]

Расчет на изгиб выполняют для менее прочных зубьев, т. е. зубьев того из зацепляющихся зубчатых колес, для которого меньше произведение /[Ои]. [c.429]

Пример 63. Определить модуль открытой зубчатой пары с прямым зубом ( =0) из расчета на изгиб. Даны мощность на валу шестерни Л 1 = = 10 л. с., число оборотов вала шестерни Л1=200 об/мин, передаточное число г=3. Материал колес — чугун с допускаемым напряжением [о]и =500 кГ/см . Принимаем а) число зубьев шестерни 2i=18 и проверяем на z min по формуле [c.424]

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]

Допускаемые напряжения [а] при расчете на изгиб зубьев стальных термообработанных зубчатых колес [c.179]

Тогда получим формулу, по которой производят проверочный расчет на изгиб прямых зубьев цилиндрических зубчатых передач, [c.242]

По какому модулю зацепления производят расчет на изгиб зубьев конических зубчатых колес [c.290]

Расчет зубьев червячных колес на изгиб аналогичен расчету на изгиб косых зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. 56). [c.310]

Расчет на изгиб прямых зубьев конических зубчатых колес производят по тем же формулам, что и для прямых зубьев цилиндрических зубчатых колес, но с учетом коэффициента снижения нагрузочной способности конической передачи проверочный расчет [c.197]

При выборе 2е необходимо иметь в виду, что при заданном межосевом расстоянии с увеличением 2 уменьшаются динамические нагрузки и потери на трение в зубьях, а также масса зубчатых колес, но вместе с тем снижается прочность зубьев на изгиб. Кроме того, 2 должна быть такой, чтобы 21 где - число зубьев шестерни, при котором отсутствует их подрезание (см. 12.2). Вместо 21 или 2 можно задаться модулем зубьев т и затем проверить зубья расчетом на изгиб. В передачах редукторов общего назначения для улучшенных зубчатых колес принимают т = (0,01...0,02)а , а для закаленных — т = = (0,0125...0,0315) а . [c.198]

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]

Расчет зубьев червячных колес на изгиб по сравнению с аналогичным расчетом зубьев зубчатых колес усложняется тем, что форма сечений зубьев червячных колес по ширине переменная и основания зубьев расположены не по прямой линии, а по дуге окружности. Формула проверочного расчета на изгиб зубьев червячных колес [16] такова [c.239]

Расчет зубьев червячных колес на изгиб аналогичен расчету цилиндрических зубчатых колес. [c.187]

В расчетах зубчатых передач на прочность используют значительное количество коэффициентов. Коэффициенты нагрузки для расчета на изгиб и на контактную прочность обозначают буквой К, специфические коэффициенты для расчета на изгиб — буквой У, а для расчета на контактную прочность — буквой Z. Для обозначения расчета на изгиб, который проводится по ножке зуба принят [c.260]

Круговые зубья с точки зрения прочности отличаются от прямых и косых зубьев дуговой формой и начальным касанием в точке. Эти особенности не получили надлежащего учета в опубликованных общих методах расчета. Поэтому в СССР и за рубежом широко применяют специальные расчеты конических передач с круговыми зубьям, разработанные фирмой зуборезных станков Глисон, имеющей большой опыт проектирования, изготовления и испытания конических зубчатых передач. Эти расчеты имеют ту же основу, что и изложенные, но имеют некоторые специфические особенности. В частности, расчеты на изгиб базируются на номинальных напряжениях с коррекцией на радиус выкружки, в них вводят масштабный фактор в диапазоне [c.305]

Расчет на изгиб цилиндрических зубчатых колес. При работе передачи возникающая в зацеплении сила F циклично создает напряжения изгиба и сжатия в основании зуба. На рис. 7.6 показаны составляющие силы F, и действующие на зуб колеса, и возникающие при этом напряжения изгиба и сжатия в основании зуба. Продолжительная работа зубьев возможна при [c.115]

Расчет зубчатых колес производится только на изгиб зубьев с обязательным обеспечением запаса прочности в материале не менее [c.78]

Использование любого из описанных выше методов определения местных напряжений изгиба в опасном сечении зубьев для расчета на излом металлических зубчатых колес встречает известные затруднения. Еще не накоплено достаточно экспериментальных данных о связи чувствительности металла к концентрации напряжений с градиентами напряжений у переходной поверхности и с абсолютными размерами зубчатых колес. При наличии данных об эффективном коэффициенте концентрации /Са и о теоретическом коэффициенте концентрации напряжений Кт коэффициент формы зуба У для расчета металлических зубчатых колес определяется как [c.179]

Если при проверочном расчете Ор значительно меньше [а ]р, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если а >[а]р свыше 5%, то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев шестерни 21 и колеса 22 И повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние а не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи (см. 4.1, п. 9). [c.64]

В связи с изложенным следует пересмотреть и принятый метод определения эквивалентных нагрузок, например при расчете на изгиб зубьев зубчатых колес. [c.335]

Ниже приводится вывод формулы для определения эквивалентной нагрузки и эквивалентного числа циклов при расчете на изгиб зубьев шестерен с учетом режима с напряжением ниже предела усталости и асимметричности циклов напряжений. Положим, что зубчатая передача работает на трех режимах [c.336]

Для валов зубчатых колес, расположенных в одной плоскости, расчет на изгиб можно производить только по окружным усилиям влияние радиальных составляющих давлений на зубья колес обычно незначительно и может быть учтено увеличением нагрузки от окружных сил на 5% то же относится и к осевым составляющим в косозубых колесах при обычно принимаемых углах наклона зубьев 6-н16°. [c.48]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

Прочность зубьев червячного колеса на изгиб. Расчетной силой, нагружаюгцей червячное зацепление, как и при расчете зубчатого, считают = Кр2, где Та — окружное усилие червячного колеса, соответствующее номинальной величине передаваемого момента К — коэффициент нагрузки. Приближенно К — - 1,0...1,2. [c.301]

Если зубчатое колесо должно работать при предельных контактных напряжениях, то значение модуля, полученнсяю при расчете на изгиб, рекомендуется увелич шать на 10... 15%, так как при выкрашивании поверхностей зубьев проиасодит ослабление их поперечного сечения и может произойти излом зуба. [c.91]

С целью унификации и сопоставимости результатов расчетов, зубчатых передач, с 1 января 1977 г. введен в действие ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентяые. Расчет на прочность , который устанавливает структуру формул расчета зубчатых передач на рюнтактную выносливость активных поверхностей зубьев и на выносливость зубьев при изгибе. Расчетные формулы по ГОСТ имеют ту же структуру, что выше рассмотренные упрощенные формулы, но отличаются рядом поправочных коэффициентов, подробнее учитывающих условия работы зубчатых передач. Для передач с непрямыми зубьями факторы, относящиеся к торцовому сечению или действующие в окружном направлении (силы а /) имеют индекс t... [c.188]

Правильно спроектированные передачи должны быть рассчитаны так, чтобы избежать любую из возможных причин повреждения зубьев. В соответствии с этим, зубчатые передачи рассчитываются на выносливость рабочих поверхностей, т. е. на контактную прочность, и па предотвращение излома зубьев. Первый расчет является осповпйм для закрытых передач расчет на изгиб является основным для открытых передач и проверочным для закрытых, поскольку, как показывают расчеты, размеры передачи, определенные из условий контактной прочности, обеспечивают достаточную прочность и на изгиб. [c.217]

В закаленных с поверхности (с нагревом пламенем или г. в. ч.) зубьях также возможны остаточные напряжения растяжения порядка 2000— 3000 кПсм в зависимости от температуры и длительности отпуска после поверхностной закалки. При расчете на изгиб закаленных с поверхности зубьев улучшенных зубчатых колес необходимо учитывать также снижение механических свойств материала у корня зуба в результате высокого отпуска при поверхностной закалке. [c.109]

При проектном расчете на изгиб зубьев открытых передач определяют требуемую величину модуля зацепления. Соответственно преобразуем формулы (289), (290м) и (290с), приняв Ь = г )/п, где ф — коэффициент ширины зубчатых колес по модулю зацепления. Тогда получим формулы, по которым производится проектный расчет на изгиб прямых зубьев цилиндрических передач по М — [c.243]

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 увеличением г при данном диа.метре снижается масса зубчатых ко.пес и объем металла, снимаемого при фрезеровании. Но с ростом г падает несущая способность, лимитируемая изгибной прочностью зубьев. Это является важнейшим ограь и-чением при назначении г. Многие факторы, оказывающие существенное влияние на прочность зацеплений, учитываются все еще приближенно [47, 55, 59], поэтому далеко не всегда превыш ение 1юменклатурного коэффициента запаса прочности при расчете на изгиб можно отнести к недостаткам проекта. Тем более, что увеличение т без изменения диаметров и может вызвать лишь незначительное увеличение массы редуктора. [c.110]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...