8.5.6. Тепловой расчет червячных редукторов

Одним из основных недостатков червячной передачи является повышенное трение в зацеплении и как следствие выделение избыточного тепла, которое необходимо отводить – иначе смазка под воздействием тепла разлагается и зацепление выходит из строя. В стандартных редукторах принято, что разница температуры внутри картера редуктора и температуры внешней среды не должна превышать 40-60^ºС. При такой разнице температур обычные рекомендуемые смазки устойчиво работают.

где t_m – температура масла в картере редуктора при длительной работе, t_b – температура окружающей среды (температура в цехе); Р₁ – подводимая мощность (Вт.), η – КПД редуктора, k_t – коэффициент теплопередачи (Вт/(м²*^ºС) = 17 без принудительного обдува.

Если по расчетам получается превышение требуемой разницы температур, то необходимо увеличить площадь редуктора, сделав корпус ребристым. Нужно учесть также условия монтажа редуктора – если он установлен на сплошной раме, то площадь его основания не входит в площадь теплоотдачи. Можно увеличить коэффициент теплопередачи на 25%, если установить на входной вал редуктора крыльчатку вентилятора.

Учащимся рекомендуется внимательно изучить по литературе различные конструкции червячных редукторов прежде чем приступить к разработке собственной конструкции.

Примеры решения расчетно-графических работ червячного редуктора

Рисунок 11

8.6. Предварительный расчет валов.

Валы редукторов рекомендуется изготавливать из конструкционных углеродистых и слабо легированных марок стали (сталь 40, сталь 45, сталь 40Х ,сталь 40ХН). Для повышения механических свойств обычно вводят общую термообработку до твердости НВ 230-260 и при необходимости (шлицевый хвостовик или вал-шестерня) поверхностную закалку до твердости HRC 38-42.

Расчет начинают с определения наименьшего диаметра вала из условия работы только на кручение по формуле:

где Т – крутящий момент, передаваемый валом;

[τ_k] – допускаемое напряжение на кручение, которое рекомендуется принимать (15-20) МПа вне зависимости от материала вала.

Чтобы получить диаметр вала в мм необходимо момент взять в Н мм.

Расчет, как правило, начинают с быстроходного вала редуктора и подсчитанный по формуле (10.1) диаметр – это и есть диаметр входного конца редуктора, который округляют до рекомендуемых размеров в большую сторону. Данный диаметр необходимо также согласовать с диаметром вала выбранного электродвигателя. Диаметр вала должен быть не менее 0,7 от диаметра вала двигателя. Если у вас, к примеру, получился диаметр вала редуктора 22 мм, а диаметр вала выбранного электродвигателя составляет 38 мм, то диаметр вала редуктора следует принять минимум 38*0,7 = 26,6 мм и окончательно 28 мм. Это необходимо, чтобы затем вы легко подобрали стандартную муфту, соединяющую двигатель с редуктором. Кроме того, электродвигатель проектировал более опытный конструктор, чем вы и большая разница в диаметрах сигнализирует о возможных ошибках в ваших расчетах. Длину входного конца вала следует принимать (2-2,5) от диаметра, а лучше открыть каталог электродвигателей или серийных редукторов и принять ту длину, которая заложена там для данного диаметра. В этом случае гарантированно подойдет стандартная соединяющая муфта и вам не придется разрабатывать свою конструкцию.

Рисунок 12

Поскольку вал всегда установлен в подшипниках, то вслед за определением диаметра входного конца назначают диаметры по подшипники, который принимают на 2-8 мм больше диаметра входного конца вала. Далее, как правило, на валу устанавливается шестерня или червячное колесо и диаметр под ним выполняют на 5-10 мм больше, чем диаметр под подшипниками. Если диаметр шестерни относительно мал, вал выполняют как вал – шестерню. На рисунке 12 показан пример назначения диаметров входного вала при диаметре электродвигателя 42 мм. В аналогичном порядке назначаются диаметры промежуточного и выходного валов редуктора. Если на выходном валу редуктора консольно установлены цепная звездочка или шкив ременной передачи, то расчетных минимальный диаметр по формуле (10.1) будет под этой звездочкой, а остальные пойдут на увеличение.

8.7. Выбор и расчет подшипниковых опор

В редукторах, как правило, опоры валов выполняются в виде подшипников качения. В курсовых проектах рекомендуется принимать подшипники качения серийно выпускаемые отечественной промышленностью. Достаточно полный каталог подшипников качения дан в литературе и в разделе WinData комплекса прикладных программ WinMachine.

На первом этапе рекомендуется после определения диаметра вала под подшипники назначить по данному диаметру шарикоподшипники легкой или средней серии. В большинстве заданий на курсовое проектирование они проходят в дальнейших расчетах. Исключение составляют опоры вала червяка червячного редуктора, где лучше сразу назначить роликовые конические подшипники легкой серии в связи со значительными осевыми нагрузками.

После этого выполняется графическая компоновка редуктора, определяется фактическое расстояние между опорами, определяются нагрузки на опоры и производится проверочный расчет выбранных подшипников на заданную долговечность по формулам:

где L – номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов, С – динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу; Р – показатель степени, принимаемый равным 3 для шарикоподшипников и р = 3,3333 для роликоподшипников.

Та же формула, ресурс подшипника в часах

где n – частота вращения вала в об/мин.

Ресурс подшипника в часах определен заданием на курсовое проектирование.

Для однорядных и двухрядных сферических подшипников, однорядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников эквивалентная нагрузка

при

при

где V – коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1; при вращении наружного V = 1,2; F_r – радиальная нагрузка; F_a – осевая нагрузка.

В таблице 21 даны значения X и Y в зависимости от отношения F_a/C₀ для радиальных однорядных и двух рядных подшипников.

Таблица 21

Таблица 21 продолжение

В данной таблице угол конусности беговой дорожки обозначен – α

Таблица 22