3. Тепловой расчёт

Работа червячных передач сопровождается большим тепловыделением, поэтому необходим проверочный тепловой расчет редуктора.

Тепловой расчет проводят с целью определения температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой . Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно С.

Температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по зависимости:

– мощность на ведущем валу редуктора (вал–червяк);  – коэффициент полезного действия редуктора; Вт/(м²град) – коэффициент теплопередачи; А – площадь теплоотводящей поверхности корпуса редуктора (корпуса, без площади днища), м²; – коэффициент, учитывающий отвод тепла через днище корпуса, принять

Для определения А, червячный редуктор вписывают в параллелепипед и определяют площадь его плоскостей без площади днища. Ориентировочно А можно принять в зависимости от межосевого расстояния (см. табл. 43[4]).

Тогда:

Для уменьшения t_м следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

1,173, сделав корпус ребристым.

2. Открытая цилиндрическая передача

1. Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле на стр. 31[4]:

_H =  []_H, где:

K – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач K = 436;

K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс K_H = 1;

K_H – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости колёс. Окружная скорость колёс :

V = = = 1,06 м/с;

По таблице 11[4] выбираем степень точности 9. По таблице 12[4] K_H = 1,05;

Тогда:

_H = = 347,139 МПа  []_H = 414,4 МПа.

Фактическая недогрузка:

_H = = = –16,231%.

2. Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле на стр. 32[4]:

_F2 = Y_F2 · Y_ · · K_F · K_F · K_F  []_F2

_F1 = _F2 ·  []_F1

где: m = 3,5 мм – модуль зацепления; b₂ = 90 мм – ширина венца колеса; F_t2 = 6740,231 H – окружная сила в зацеплении; K_F = 1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колёс равен 1); K_F = 1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев равен 1); K_F = 1,139 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, определяемый по табл. 12[4]; Y_F1 = 3,641 и Y_F2 = 3,602 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяемые по табл. 13[4] интерполированием для прямозубых колёс в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса.Y_ = 1 – = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Тогда:

_F2 = 3,602 · 1 · · 1 · 1 · 1,139 = 87,787 МПа  []_F2 = 198,79 МПа.

_F1 = 87,787 · = 88,737 МПа  []_F1 = 227,63 МПа.

3. Подшипники

1. Левая опора ведущего вала

Радиальная нагрузка на опору: P_r1 = 2246,277 H.

Так как в разделе "Выбор муфт" принято, что радиальная сила муфты F_муфт. равна нулю, то в нахождении реакций опор и подборе подшипников, радиальную силу муфты не учитываем.

Осевая сила, действующая на вал: F_a = 5273,764 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Р_э = (Х · V · P_r1 + Y · P_a) · К_б · К_т,

где – P_r1 = 2246,277 H – радиальная нагрузка; P_a = F_a = 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение 0  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э = (1 · 1 · 2246,277 + 0 · 0) · 1 · 1 = 2246,277 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 418,348 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 7165,947 ч,

что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162–85 (см. также стр. 220[1]), здесь n₁ = 973 об/мин – частота вращения вала.