Зубчатые колеса Расчет на изгиб

Обычно применяемые методы расчета пластмассовых зубчатых колес — расчет на износ и на изгиб — включают только первые четыре фактора из перечисленных. [c.174]

На рис. Э.32 дан чертеж конического редуктора. Определить из расчета на изгиб и контактную прочность величину допускаемой мощности на ведущем валу основные параметры редуктора и сведения о материалах зубчатых колес указаны в таблице. [c.175]

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

Формулы проверочного расчета на изгиб конических зубчатых колес (также с учетом пониженной до несущей способности по сравнению с цилиндрическими) [c.198]

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]

Расчет зубьев цилиндрических зубчатых колес по напряжениям изгиба Материал — сталь 40Х, закаленная с нагревом т. в. ч. по профилю с выкружкой (твердость поверхности HR 48—52, твердость сердцевины HR 25—28) [a]j = 32 кГ/мм (для каждого значения модуля в верхней строке приведена мощность в кет, передаваемая зубчатым колесом при ширине венца 10 мм и числе оборотов 100 в минуту в нижней — окружная сила в кГ на зубьях при ширине венца 10 мм). " [c.571]

Теплопрочные стали используют для тяжелонагруженных шестерен летательных аппаратов. Несмотря на минимальные потери энергии в зубчатых передачах, благодаря повышению точности изготовления зубчатых колес температура на рабочих поверхностях достигает 200-300 °С при работе в масляных ваннах. Зубчатые колеса из этих сталей содержат повышенное количество карбидов в рабочем слое, так как при цементации содержание углерода доводят до 1,2-1,6 %.Карбиды в слое обеспечивают повышение износостойкости и предела контактной выносливости. Термическое упрочнение предусматривает высокий отпуск перед закалкой детали. Образовавшиеся во время отпуска карбиды не растворяются полностью при нагревании под закалку. Для предварительных расчетов зубчатых колес на долговечность регламентированы пределы контактной выносливости и пределы выносливости зубьев при изгибе (ГОСТ 21354-87) с учетом условий обработки колес. [c.101]

Коэффициент у с учетом трения целесообразно вводить в формулы (18) и (19) при расчете открытых зубчатых передач, где отсутствует смазка и возможно попадание пыли и грязи в зону зацепления работающих колес. В закрытых зубчатых передачах, работающих при хорошей смазке, силы трения невелики и при расчете на изгиб их можно не учитывать, принимая коэффициент у без учета трения. [c.273]

Учитывая циклический характер нагружения, проверочный расчет на изгиб ведут только по шестерне, как более нагруженному элементу зубчатой пары, если и шестерня, и колесо выполнены из материала одной марки. В том случае, если марки материалов различны-, то проверке на прочность по изгибу подвергаются и шестерня и колесо. [c.311]

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]

Зубчатые колеса и валы при расчете на изгиб 1-й вал.......... 2-й вал.......... 3 810 11 300 4 630 13 700 5 260, 15 500 [c.208]

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]

Кудрявцев В. Н. К расчету на изгиб зубцов прямозубых цилиндрических колес. В сб. Теория и расчет зубчатых колес . ЛОНИТОМАШ, М., Машгиз, кн. 13, 1949. [c.215]

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]

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]

После расчета зубьев зубчатых колес редукторов на контактную прочность производится проверочный расчет этих зубьев на "изгиб, который осуществляется последующим формулам [c.149]

Зубья червячных колес так же, как и зубья зубчатых колес, рассчитываются на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба, причем расчет этот совершенно аналогичен. При проектном расчете червячных передач редукторов зубья червячных колес в основном рассчитываются на контактную прочность и затем проверяются расчетом их на изгиб. [c.177]

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]

Определение диаметра d под зубчатым колесом (для примера см. рис. 13.16 и 13.2, в) производят расчетом на изгиб с кручением по III гипотезе прочности, принимая допускаемое напряжение [0 i]h=50- 60 Н/мм2. Невысокое значение допускаемого напряжения объясняется необходимостью обеспечения достаточной жесткости валов. [c.376]

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]

Расчет зубьев зубчатого колеса ведется на прочность (на изгиб) и на поверхностное напряжение, с учетом которых вычисляется соответствующий модуль колеса. Для стальных прямозубых зубчатых колес расчет модуля ведется по формулам [c.612]

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

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]

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]

Вероятностные методы расчета на изгиб и контактную прочность цилиндрических зубчатых колес станков при действии переменных нагрузок разработаны Д. Н. Решетовым и Р. М. Петру-севичем. [c.221]

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]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

При лроемированик передач определяют размеры колес из условия (16 47). Лля упрощения проектирования, как и при расчете на изгиб, принимают, что ширина зубчатого вен и а [c.168]

Основные критерии работоспособности и расчета. Червячные передачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В отличие от зубчатых в червячных передачах чаще наблюдаются износ и заедание, а не выкрашивание поверхности зубьев. При мягком материале колеса (оловянистые бронзы) заедание проявляется в так называемом постепенном намазывании бронзы на червяк, при котором передача может еще работать продолжительное время. При твердых материалах (алюминиевожелезистые бронзы, чугун и т. п.) заедание переходит в задир поверхности с последующим быстрым разрушением зубьев колеса. [c.180]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...