4.3. Проверочный расчет

4.3.1. Проверка мощности двигателя

Так как  = 0,76 получился примерно равным ранее принятому (0,75), то пересчет мощности двигателя (см. [2, с.10, п.5.1]), не производим.

4.3.2. Расчет на сопротивление контактной усталости

Уточнение момента на колесе Т₂ = Т₁ u= 15,5320,76 = 380 Нм.

Окружная сила F_t2 = 2000Т₂ / d₂ = 2000380 / 201,6 = 3770 Н.

Расчетное контактное напряжение .[2, с.11, формула (5.2)], МПа,

 _Н = (5300q₁ / z₂)  [(z₂ / q₁ + 1) / a_W]³T₂K  _НР , (4.7)

где q₁ = q + 2x = 8 – 20,16 = 7,68 – коэффициент диаметра червяка с учетом

смещения;

К = К_К_V – коэффициент нагрузки ;

К_ = 1 + (z₂ /)³ (1– X) [2, с.11, формула (5.3)],

где  - коэффициент деформации червяка [2, с.11, табл.5.1]: при z₁=1, q = 8

 = 72;

X – коэффициент влияния режима на приработку зубьев колеса [2, с.11, (5.4)]:

X =  (T_i / T) / (L_hi / L_h)

Согласно циклограмме нагружения (рис.1.2).

X = 10,6 + 0,60,3 + 0,20,1 = 0,8.

Получим К_= 1 + (32 / 72)³ (1 – 0,8) = 1,02.

При v₂ = 0,31 м/с < 3 м/с К_V = 1.

Коэффициент нагрузки К = 1,021 = 1,02.

Напряжение _Н = (53007,68 / 32) = 210 МПа,

что меньше _НР = 225 МПа. Условие прочности выполняется.

4.3.3. Расчет на сопротивление усталости при изгибе

Напряжения изгиба в зубьях колеса [2, с.12, формула (5.5)]:

_F = F_t2Kcos_WY_F2 / (1,3 m²q₁)  _FР , (4.8)

где Y_F2 – коэффициент формы зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

z_v2 = z₂ / cos³_W = 32 / cos³7,41865 ⁰ = 33;

по [2, с.12, табл.5.3], Y_F2 = 1,69.

По формуле (4.8) будем иметь:

_F = 37701,02cos7,41865⁰1,69 / (1,36,3²7,68) = 16,3 МПа,

что меньше _FР = 77МПа. Условие прочности выполняется.

4.3.4. Проверка максимальных напряжений при кратковременных перегрузках.

По формулам [2, с.8, (3.21), (3.22)]:

_Нmax = _Н (Т_max / T) ^0,5 = 2102,2 ^0,5 = 311МПа < _HРmax

_Fmax =_F (Т_max / T) = 16,32,2 = 36МПа < _FРmax,

где для II группы материалов [2, с.16, п.6.3.3]:

_Hрmax = 2_Т = 2200 = 400МПа; _FРmax = 0,8_Т = 0,8200 = 160МПа.

Условия прочности выполняются.

4.3.5. Тепловой расчет

Температура нагрева масла в редукторе без вентилятора [2, с.12]:

t⁰_раб = (1- )Р₁ / [K_ТA(1 + )] + 20 ⁰  [t⁰_раб], (4.9)

где Р₁ – мощность на валу червяка, Вт; Р₁ = 1500 Вт;

К_Т = 16 Вт / (м² град) – коэффициент теплоотдачи для чугунного (или стального) корпуса при естественном охлаждении;

А 20 a_W ^1,7 – поверхность охлаждения корпуса: А 200,125 ^1,7 0,58 м²;

 = 0,3 – коэффициент отвода тепла в раму привода;

[t⁰_раб] = 95 ⁰С – максимально допустимая температура нагрева масла.

По формуле (4.9) получим:

t⁰_раб = (1 – 0,76)1500 / [160,58 (1 + 0,3)] + 20 ⁰ = 50 ⁰С < [95 ⁰],

т. е. для данного редуктора достаточно естественного охлаждения корпуса.

При расчете валов обязателен расчет жесткости вала – червяка, от величины прогиба которого зависит нормальная работа червячной передачи.