2.2. Проверочный расчет

2.2.1. Проверка мощности двигателя

Так как  = 0,69 получился значительно меньше принимаемого в начале расчета необходимо произвести пересчет мощности электродвигателя.

₀ = 0,950,6930,980,99 = 0,64

Р_дв = 252,813,5 / 95500,64 = 0,558 кВт

Перегрузка асинхронных двигателей допускается до 8%, таким образом с учетом допускаемой перегрузки мощность двигателя

Р_дв = 0,55·0,08+0,55=0,594 кВт≥0,558

Отсюда следует двигатель удовлетворяет предьявляемым требованиям.

2.2.2. Расчет на сопротивление контактной усталости

По полученному в пункте 1.3.13 v_s уточняем допускаемое напряжение

_НР = 300 – 25v_S = 300 – 251,766 = 255,5 МПа

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

 _Н = (5350q₁ / z₂)  [(z₂ / q₁ + 1) / a_W]³T₂K  _НР , (1.13)

где q₁ = q + 2x = 12,5 + 0= 12,5 – коэффициент диаметра червяка с учетом

смещения;

К = 1 – коэффициент нагрузки при окружной скорости колеса v₂3 ;

Напряжение _Н = (535012,5 / 50) = 194,32 МПа,

что меньше _НР = 255,5 МПа. Условие прочности выполняется.

2.2.3. Расчет на сопротивление усталости при изгибе

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

F_t2 = F_а1= 2000Т₂ / d₂ = 2000329,83 / 200 = 3298,3 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t1 = F_а2= 2000Т₂ / d_w1uη = 2000329,83 / 50500.69 = 382,41 Н.

Радиальная сила

F_r= 0.364 F_t2 / cos_W = 0,3643298,3 / cos4,58⁰ = 1204.5 Н

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

_F = F_t2Kcos_WY_F2 / (1,3 m²q₁)  _FР , (1.14)

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

z_v2 = z₂ / cos³_W = 58 / cos³5,34818 ⁰ = 59;

по [3, с.12, табл.5.3], Y_F2 = 1,45.

По формуле (4.8) будем иметь:

_F = 3298,31cos4,58⁰ 1,45 / (1,34²12,5) = 18,33 МПа,

что меньше _FР = 71 МПа. Условие прочности выполняется.

2.2.4. Проверка максимальных напряжений при кратковременных перегрузках.

По формулам [3, с.8, (3.21), (3.22)]:

_Нmax = _Н (Т_max / T) ^0,5 = 194,321,3 ^0,5 = 221.56 МПа < _HРmax

_Fmax =_F (Т_max / T) = 711,3 = 92,3 МПа < _FРmax,

где для II группы материалов [3, с.16, п.6.3.3]:

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

Условия прочности выполняются.

2.2.5. Тепловой расчет

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

t⁰_раб = (1- )Р₁ / [K_ТA(1 + )] + 20 ⁰  [t⁰_раб], (1.15)

Р₁=0,1Т₂n₂/=0,1220,8313,5/0,693=550 Вт

где Р₁ – мощность на валу червяка, Вт; Р₁ = 642, 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 (1.15) получим:

t⁰_раб = (1 – 0,69)550 / [13…180,58 (1 + 0,3)] + 20 ⁰ = 37,3 …33,5⁰С < [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.

2.2.6. Расчет червяка на жесткость.

Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:

L = 0.95d₂ = 0.95200 = 190 мм

_{Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:}

Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на радиально-упорные подшипники определяется по формуле:

Здесь

_{L – расстояние между серединами опор;}

_{Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:}

Найдем реальную стрелу прогиба:

f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.