2. Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса по формуле на стр. 44[4]:

_F = 0,7 · Y_F2 ·  []_F,

здесь K = 1 коэффициент нагрузки, определённый ранее; Y_F2 = 1,295 – коэффициент формы зуба колеса, определённый по таблице 17[4] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

z_v2 = = = 108,595.

Тогда:

_F = 0,7 · 1,295 · = 14,228 МПа  []_F = 134 МПа.

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); h – коэффициент полезного действия редуктора; Вт/(м^2×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.