Глава V Червячные передачи

Червячная передача (рис. 5.1) относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 90°. Возможны и другие углы, отличные от 90°, однако такие передачи применяют редко.

Рис.5.2

Движение в червячных передачах преобразуется по принципу винтовой пары или по принципу наклонной плоскости.

Достоинства, недостатки и применение червячных передач

Достоинства: 1. Плавность и бесшумность работы. 2. Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции. 3. Возможность большого редуцирования, т. е. по лучения больших передаточных чисел (в отдельных случаях в несиловых передачах до 1000).

4. Возможность получения самотормозящей передачи, т. е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего обратному вращению колеса.

Недостатки: 1. Сравнительно низкий К. П. Д. вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса. 2. Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом.

3. Необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов. 4. Повышенный износ и склонность к заеданию.

Применение. Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не превышающих 100 кВт. Применение передач при больших мощностях неэкономично из-за сравнительно низкого К. П. Д.и требует специальных мер для охлаждения передачи во избежание сильного нагрева.

Червячные передачи широко применяют в станках, прокатном оборудовании, подъемно-транспортных машинах, троллейбусах и т. д.

При проектировании передач, состоящих из зубчатых и червячных пар, червячную пару рекомендуется применять в качестве быстроходной ступени, так как при увеличении окружной скорости червяка создаются более благоприятные условия для образования устойчивого масляного клина в червячном зацеплении и, следовательно, уменьшаются потери на трение.

Червячные передачи во избежание их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия.

Классификация червячных передач

В зависимости от формы внешней поверхности червяка (рис. 5.2) передачи бывают с цилиндрическим (а) или с глобоидны м (б) червяком.

Глобоидная передача имеет повышенныйК. П. Д., более надежна и долговечна, но из-за сложности изготовления имеет ограниченное применение.

В зависимости от направления линии витка червяка червячные передачи бывают с правым и левым направлением линии витка.

Рис. 5.2. Схемы червячных передач

В зависимости от числа витков (заходов резьбы) червяка передачи бывают с одновитковым или с многовитковым червяком.

В зависимости от расположения червяка относительно колеса (рис. 5.3) передачи бывают с нижним (а), боковым (б) и верхним (в) червяками. Чаще всего расположение червяка диктуется условиями компоновки изделия. Нижний червяк обычно применяется при окружной скорости червяка 4 м/с.

В зависимости от формы винтовой поверхности резьбы цилиндрического червяка передачи бывают с архимедовым, конволютным и эвольвентным червяками.

Рис. 5.3. Схемы расположения червяка относительно колеса

Каждый из них требует особого способа нарезания.

Если резец, имеющий в сечении форму трапеции (рис. 5.4), установить на станке так, чтобы верхняя плоскость резца А—А проходила через ось червяка, то при нарезании получится винтовая поверхность, которая в сечении, перпендикулярном оси червяка, даст кривую —а

рис

вяков 2а = 40°.

Рис. 5.4. Схема установки инструмента

п

Рис. 5.5 . Схема установки инструмента при нарезании конволютного червяка

Если тот же резец повернуть на угол подъема винтовой линии червяка Y (рис. 5.5) так, чтобы верхняя плоскость резца А—А была перпендикулярна винтовой линии, то при нарезании получится винтовая поверхность, которая в сечении, перпендикулярном оси червяка,

даст кривую – конволюту (укороченную эвольвенту окружности) , а червяк соответственно будет называться конволютным.

Е

Рис. 5.6. Схема установки инструмента при нарезании эвольвентного червяка

Практика показала, что при одинаковом качестве изготовления форма профиля нарезки червяка мало влияет на работоспособность передачи.

Выбор профиля нарезки червяка зависит от способа изготовления и связан также с формой инструмента для нарезания червячного колеса. До настоящего времени на практике наибольшее распространение получили архимедовы червяки, которые и рассматриваются ниже.

Нарезание червяков и червячных колес

Архимедовы червяки подобны ходовым винтам с трапецеидальной резьбой. Основными способами их изготовления являются: 1. Нарезание резцом на токарно-винторезном станке (см. рис 5.4). Этот способ точный, но малопроизводительный. 2. Нарезание модульной фрезой на резьбофрезерном станке. Способ более производительный.

затрудняет обработку и снижает точность изготовления. Эвольвентные червяки можно шлифовать плоской стороной круга на специальных червячно-шлифовальных станках,

поэтому будущее за эвольвентными червяками.

Червячные колеса чаще всего нарезают червячными фрезами [рис. 5.7), причем червячная фреза должна представлять копию червяка, с которым будет зацепляться червячное колесо. При нарезании Заготовка колеса и фреза совершают такое же взаимное движение, какое будут иметь червяк и червячное колесо при работе.

Основные геометрические соотношения в червячной передаче

Геометрические размеры червяка и колеса определяют по формулам, аналогичным формулам для зубчатых колес.

В червячной передаче расчетным является осевой модуль червяка т, равный торцовому модулю червячного колеса.

Значения расчетных модулей т выбирают по ГОСТ 19672 (1-й ряд, извлечение): 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 16; 20 мм.

Основными геометрическими размерами червяка являются (рис. 5.8):

1. Угол профиля витка в осевом сечении 2a = 40⁰.

2. Расчетный шаг червяка р = πт , (5.1)

откуда расчетный модуль т=р/π, (5.2)

3. Ход витка (см. рис. 5.9) (5.3)

где z₁ — число витков червяка.

4. Высота головки витка червяка и зуба колеса (см. рис. 5.8)

;

высота ножки витка червяка и зуба колеса

5. Делительный диаметр червяка, т. е диаметр такого цилиндрачервяка, на котором толщина витка равна ширине впадины,

d_{1 =} qm, (5.4)

где q — число модулей в делительном диаметре червяка, или коэффициент диаметра червяка.

Чтобы червяк не был слишком тонким, q увеличивают с уменьшением т. Тонкие червяки при работе получают большие прогибы, что нарушает правильность зацепления.

Значения коэффициентов диаметра червяка q выбирают по ГОСТ 19672—74 (1-й ряд): 8; 10; 12,5; 16; 20; 25.

6. Делительный угол подъема линии витка (рис. 5.9)

(5.5)

7. Диаметр вершин витков (см. рис. 5.8) (5.6)

8. Диаметр впадин червяка (5.7)

9. Длина нарезанной части червяка зависит от числа витков:

При z₁ =1….2 , (5.8)

z₁ =4 , (5.9)

где z₂ — число зубьев червячного колеса. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков по технологическим причинам b₁ увеличивают приблизительно на 3m.

Рис. 5.9. Схема определения делительного угла подъема линии витка

Рис. 5.10. Основные размеры венца червячного колеса

Основные геометрические размеры венца червячного колеса определяют в среднем его сечении (рис. 5.10). К ним относятся:

1. Делительный диаметр

d₂ = m z_2. (5.10)

2. Диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂ + 2h_a2 = m(z₂ + 2)., (5.11)

3. Диаметр впадин колеса

d_f2 — d₂ — 2h_f2 = m(z₂ — 2,4). (5.12)

4. Межосевое расстояние передачи

a_w = (d₁ + d,)/2 = m(q + z₂)/2. (5.13)*

5. Наибольший диаметр червячного колеса

d_aM2 d_a2 + 6m/(z₁ + 2). (5.14)

6. Ширина венца червячного колеса зависит от диаметра вершин витков червяка:

при z₁ = 1 — 2 b₂ 0,75d_al. (5.15)

при z_{1 =} 4 b₂ 0,67d_al. (5.16)

7. Условный угол обхвата червяка колесом 2определяется точками пересечения дуги окружности диаметром d_a2 — 0,5m с контуром венца:

sin=b₂ /(d_a1-0,5m). (5.17)

Червячные передачи со смещением (корригированные)

Корригирование червячных передач выполняют в целях доведения межосевого расстояния до стандартного или заданного значения. Осуществляется так же, как и в зубчатых передачах, смещением инструмента относительно заготовки червячного колеса при нарезании. Некорригированные и корригированные червячные колеса нарезают одним и тем же инструментом, а так как червячная фреза и червяк должны иметь одинаковые размеры, то корригирование осуществляют только у колеса.

При заданном межосевом расстоянии a_w коэффициент смещения

инструмента

x = a/m —0,5 (q + z₂). (5.18)

По условию неподрезания зубьев величину х выбирают в пределах ±1.

У червячного колеса со смещением:

d_a2 = т(z₂ + 2 + 2х), (5.19)

d_f2 = m(z₂ -2,4 + 2x); (5.20)

все другие размеры остаются неизменными.

Межосевое расстояние (5.21)

Скорость скольжения в червячной передаче

Рис.5.11

Скорость скольжения v_ск (рис. 5. 11) направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка. Являясь относительной скоростью, скорость скольжения легко определяется через окружные скорости червяка и колеса. Окружная скорость червяка (м/с)

окружная скорость колеса (м/с)

Рис.5.11

где d₁ и d₂ — диаметры червяка и колеса, м; ω₁ и ω₂ — угловые скорости червяка и колеса, рад/с.

Скорость скольжения в червячной передаче определяется из параллелограмма скоростей (см. рис. 5.11):

, (5.22)

Как видно из формулы (5.22), всегда v_CK > v₁. Большое скольжение в червячной передаче повышает износ зубьев червячного колеса, увеличивает склонность к заеданию .

Передаточное отношение

Из рис. 5.11 следует, что , или

, откуда

,

где z₁ — число витков червяка. Из формулы (4.5) ; - число зубьев колеса.

Передаточное отношение передачи

, (5.23)

передаточное число передачи

u = z₂/z_l. (5.24)

На практике в силовых передачах применяют червяки с числом витков z₁ = 1—4. С увеличением z₁ возрастают технологические трудности изготовления передачи и увеличивается число зубьев червячного колеса z₂.

Во избежание подреза основания ножки зуба в процессе нарезания зубьев принимают

z₂ > 28. Оптимальным является z₂ = 50—60. Диапазон передаточных чисел в этих передачах и = 10—80.

К. П. Д. червячных передач

Червячная передача является зубчато-винтовой, поэтому в ней имеются потери, свойственные как зубчатой передаче, так и передаче винт—гайка.

Общий К. П. Д. червячной передачи

η , (5.25)

где п — число пар подшипников в передаче; η_п — К. П. Д., учитывающий потери в одной паре подшипников: для подшипников качения η_п — 0,99—0,995; для подшипников скольжения

η_п = 0,97—0,99; η_р — К. П. Д., учитывающий гидравлические потери, связанные с перемешиванием и разбрызгиванием масла в корпусе передачи, при средних скоростях принимают η_р — 0,97—0,98;

η_п.з — К. П. Д., учитывающий потери в зубчатом зацеплении. Так как бронзовый зуб червячного колеса легко прирабатывается к виткам червяка, то принимают η_п.з = 0,97—0 98;

η_ВП — К. П. Д., учитывающий потери в винтовой паре, которые составляют главную часть всех потерь передачи. Определяют его по формуле, выведенной для винтовой пары:

Угол трения р зависит не только от материала червяка и зубьев колеса, шероховатости рабочих поверхностей, качества смазки, но и от скорости скольжения v_CK (табл. 5.1). Величина р значительно снижается при увеличении v_CK, так как при этом в зоне зацепления создаются благоприятные условия для образования масляного клина.

Таблица 5.1. Зависимость угла трения р от скорости скольжения v_CK при работе стального червяка с колесом из оловянной бронзы

Примечания: 1. Меньшие значения относятся к передачам с закаченными шлифованными червяками при обильной смазке.

2. При венце колеса из безоловянистой бронзы табличные значения увеличивают на 30—50%.

Учитывая, что tgY = z₁/q, заключаем, что уменьшение q в допустимых пределах обеспечивает повышение К. П. Д. червячной передачи.

При предварительных расчетах, когда размеры червячной передачи еще неизвестны, величину К. П. Д. принимают ориентировочно по табл. 5.2.

Таблица 5.2. Зависимость К. П. Д., η червячных передач от числа витков червяка z₁

После определения размеров передачи величину к. п. д. уточняют расчетом по формуле (5.25).

Червячные передачи, как уже указывалось, имеют сравнительно низкий К. П. Д., что ограничивает область их применения.

Силы в зацеплении

В приработанной червячной передаче, как и в зубчатых передачах, сила червяка воспринимается не одним, а несколькими зубьями колеса.

Для упрощения расчета силу взаимодействия червяка и колеса F_n (рис. 5.12, а) принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе

Виток червяка

Рис. 5.12. Схема сил, действующих в червячном зацеплении

зацепления П по нормали к рабочей поверхности витка. По правилу параллелепипеда F_n раскладывают по трем взаимно перпендикулярным направлениям на составляющие F_a, F_n, F_a1. Для ясности изображения сил на рис. 5.12, б червячное зацепление раздвинуто.

Окружная сила на червяке F_t1 численно равна осевой силе на червячном колесе F_a2.

F_n = F_a2 = 2T₁/d₁, (5.25)

где T₁ — вращающий момент на червяке.

Окружная сила на червячном колесе F_t2 численно равна осевой силе на червяке F_a1:

F_t2=F_a1 = 2T₂/d₂, (5.27)

где T₂ — вращающий момент на червячном колесе.

Радиальная сила на червяке F_r1 численно равна радиальной силе на колесе F_r2 (рис. 5.12, в):

F_r1 = F_r2 = F_t2 tga. (5.28)

Направления осевых сил червяка и червячного колеса зависят от направления вращения червяка, а также от направления линии витка. Направление силы F_t2 всегда совпадает с направлением скорости вращения колеса, а сила F_n направлена в сторону, противололожную скорости вращения червяка.

Виды разрушения зубьев червячных колес

В червячной паре менее прочным элементом является зуб колеса, для которого возможны все виды разрушений и повреждений, встречающиеся в зубчатых передачах, т. е. усталостное выкрашивание, износ, заедание и поломка зубьев. Из перечисленного наиболее редко встречается поломка зубьев колеса.

В передачах с колесами из оловянных бронз (мягкие материалы) наиболее опасно усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев колеса, но возможно и заедание, которое проявляется в намазывании бронзы на червяк. Сечение зуба постепенно уменьшается, при этом передача может еще продолжать работать длительное время.

При венцах колес из твердых бронз (алюминиевых) заедание переходит в задир с последующим катастрофическим износом зубьев колеса частицами бронзы, приварившимися к виткам червяка. Этот вид разрушения зубьев встречается наиболее часто.

Для предупреждения заедания рекомендуется тщательно обрабатывать поверхности витков и зубьев, применять материалы с высокими антифрикционными свойствами.

Износ зубьев колес червячных передач зависит от степени загрязненности масла, точности монтажа, частоты пусков и остановок, а также от величины контактных напряжений.

Излом зубьев червячных колес происходит в большинстве случаев после износа.

Материалы червячной пары

Ввиду того, что в червячном зацеплении преобладает трение скольжения, материалы червячной пары должны иметь низкий коэффициент трения, обладать хорошей износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Для этого в червячной передаче сочетают разнородные материалы при малой шероховатости соприкасающихся поверх­ностей.

Червяки изготовляют из среднеуглеродистых сталей марок 40, 45, 50 или легированных сталей марок 40X, 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRC45—55. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков.

Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементируемых сталей (15Х, 20Х и др.) с твердостью после закалки HRC58—63.

Зубчатые венцы червячных колес изготовляют преимущественно из бронзы, причем выбор марки материала зависит от скорости скольжения v_CK и длительности работы.

При высоких скоростях скольжения, когда v_CK = 6—25 м/с и при длительной работе рекомендуются оловянные бронзы марок Бр ОФ10-1, Бр ОНФ, которые обладают хорошими противозадирными свойствами. При средних скоростях скольжения, когда v_ск = 2—6 м/с, применяют алюминиевую бронзу марки Бр АЖ9-4. Эта бронза обладает пониженными противозадирными свойствами, поэтому применяется в паре с закаленными до твердости HRC45 и шлифованными червяками. В отдельных случаях ее применяют до v_CK = 8 м/с.

При малых скоростях скольжения, когда v_CK < 2 м/с, червячные колеса можно изготовлять из серых чугунов марок СЧ12—28, СЧ15—32 и др.

Практика показала, что срок службы бронзовых венцов червячных колес сильно зависит от способа отливки заготовок. Большее сопротивление изнашиванию оказывают зубья венцов, отлитых центробежным способом.

Для наиболее распространенных материалов венцов червячных колес механические характеристики приведены в табл. 5.3.

Таблица 5.3. Механические характеристики материалов венцов червячных колес

Допускаемые напряжения для материалов венцов червячных колес

Червячные передачи, аналогично зубчатым, рассчитывают на контактную прочность и на изгиб зубьев червячного колеса как менее прочных по сравнению с витками червяка.

1. Допускаемые контактные напряжения []_Н для оловянных бронз(Бр ОФ10-1, Бр ОНФ и др.) определяют из условий сопротивления усталостному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев по эмпирической формуле

, (5.29)

где = (0,75—0,90) — допускаемое напряжение при 10⁷ циклов. Большие значения рекомендуется принимать при закаленных до твердости HRC45 шлифованных червяках;

— предел прочности бронзы при растяжении (см. табл. 5.3); Khl — коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность;

Khl= (5.30)

здесь N — число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи

Если N > 25*10⁷, то его принимают равным 25*10⁷.

2. Допускаемые контактные напряжения для твердых бронз (Бр АЖ9-4 и др.) и чугунов принимают из условия сопротивления заеданию в зависимости от скорости скольжения в пределах 90 – 240 МПа по справочной литературе.

3. Допускаемые напряжения изгиба определяют по эмпирическим формулам в зависимости от материала венца червячного колеса и характера нагрузки по справочной литературе.

Расчет на прочность червячных передач

Червячные передачи, аналогично зубчатым, рассчитывают на контактную прочность и на изгиб зубьев червячного колеса как менее прочных по сравнению с витками червяка.

Как отмечалось выше в червячных передачах кроме выкрашивания рабочих поверхностей зубьев велика опасность заедания и износа, которые зависят от величины контактных напряжений . Поэтому, в отличие от зубчатых, для всех червячных передач расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжениям изгиба — проверочным.

Расчет по контактным напряжениям. В основу вывода расчетных формул для червячных передач положены те же исходные зависимости и предположения, что и в зубчатых передачах (см. с. 106).

Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления по формуле Герца

где E_np — приведенный модуль упругости; E_np = 2E₁E_i/(E₁ + E₂)

Для стального червяка E_np = 210 МПа; для бронзового или чугунного колеса E_np = 98 МПа;

μ — коэффициент Пуассона. Для стали, бронзы и чугуна μ 0,3;

q — нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий. Эта нагрузка распределяется неравномерно вследствие деформаций валов червяка и колеса, а также подшипников и корпуса передачи;

q =

F_Н — нагрузка, нормальная к поверхности зуба червячного колеса и витка червяка и приложенная в полюсе зацепления. Согласно рис. 5.12, а

F_Н = F_a1/(cos a cos Y) — F_t2/(cos a cos Y) = 2T₂/(d₂ cos a cos Y);

— суммарная длина контактных линий в зацеплении червячной передачи. Согласно рис. 5.13

При угле обхвата 2 100° и коэффициенте торцового перекрытия в средней плоскости сечения колеса = 1,8—2,2, длина контактных линий

По аналогии с косозубой зубчатой передачей

Рис. 8 13. Схема расположения контактных линий ( Рис.5.13

После подстановки и преобразований получим

(5.31)

Здесь дополнительно введен К_Н — коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вследствие деформации деталей передачи, а также дополнительные динамические нагрузки,

_пр — приведенный радиус кривизны профилей витков червяка и зубьев колеса в полюсе зацепления.

В осевом сечении профиль витка червяка прямолинейный (см. рис. 5.8), поэтому приведенный радиус кривизны для червячной пары равен радиусу кривизны профиля зуба червячного колеса в полюсе зацепления .

Учитывая, что межосевое расстояние , решаем формулу (5.31) относительно межосевого расстояния

. (5.32)

Червячные передачи работают плавно, бесшумно, поэтому в них дополнительные динамические нагрузки невелики. Хорошая приработка зубьев колес к виткам червяков значительно уменьшает концентрацию нагрузки.

При удовлетворительной точности изготовления принимают: К_Н = 1 — при постоянной нагрузке и v₂ 3 м/с,: К_Н = 1,1—1,4 — при переменной нагрузке и v₂ > 3 м/с.

Расчет по напряжениям изгиба. Расчет зубьев червячного колеса на изгиб аналогичен расчету зубьев цилиндрических косозубых колес. Вследствие дугообразной формы зубьев (см. рис. 5.10) считают, что их прочность на изгиб примерно на 40% выше, чем зубьев цилиндрических косозубых колес.

Особенности формы зубьев червячного колеса учтены в табл. 5.6.

Таблица 5.6. Коэффициенты формы зуба червячных колес Y_F2

При среднем значении делительного угла подъема линии витка 10° коэффициент

= 1 — Y/140° = 1—10^o/140" = 0,93 и т_n = т cos Y = 0,98 т.

С учетом этих поправок получается формула проверочного расчета червячных передач по напряжениям изгиба:

(5.33)

где — расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зубьев червячного колеса; — коэффициент формы зуба колеса, которыйвыбирают по табл. 5.6 в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Так как зуб червячного колеса имеет угол наклона у, то по аналогии с косозубым колесом

Z_v2 = z₂/cos³Y. (5.34)

Тепловой расчет червячных передач

При работе червячных передач выделяется большое количество теплоты. Потерянная мощность (I — г)) Л^ на трение в зацеплении и подшипниках, а также на размешивание и разбрызгивание масла переходит в теплоту, которая нагревает масло, а оно через стенки корпуса передает эту теплоту окружающей среде.

Если отвод теплоты будет недостаточным, передача перегреется. При перегреве смазочные свойства масла резко ухудшаются (его вязкость падает) и возникает опасность заедания, что может привести к выходу передачи из строя.

Тепловой расчет червячной передачи при установившемся режиме работы производится на основе теплового баланса, т. е. равенства тепловыделения Q_B и теплоотдачи Q_o.

Количество теплоты, выделяющейся в непрерывно рабо­тающей передаче в одну секунду: ,

где — общий к. п. д. червячной передачи;— мощность на червяке, Вт.

Количество теплоты, отводимой наружной поверхностью корпуса, в одну секунду

Q₀=K_T(t_м – t_в.)S,

где S — площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м². Поверхность днища корпуса не учитывается, так как она не омывается свободно циркулирующим воздухом; t_B — температура воздуха вне корпуса; в цеховых условиях обычно t_B = 20 °С; t_M — температура масла в корпусе передачи, ⁰С; К_Т — коэффициент теплопередачи, т. е. число, показывающее, сколько теплоты в секунду передается одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус. Зависит от материала корпуса редуктора и скорости циркуляции воздуха (интенсивности вентиляции помещения). Для чугунных корпусов принимают К_Т = 8—17 Вт/(м² * ⁰С).

Большие значения используют при незначительной шероховатости поверхности наружных стенок, хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивании масла (при нижнем или боковом расположении червяка).

откуда температура масла в корпусе червячной переда

чи при непрерывной работе

. (5.35)

Величина зависит от марки масла. Обычно при нимают = 70—90 ⁰С.

Если при расчете окажется, что t_М > ,то необходимо:

• 1. Либо увеличить поверхность охлаждения S, применяя охлаждающие ребра (в расчете учитывается только 50% поверхности ребер, рис. 5.14).

• • Рис. 5.14. Охлаждение ребристого корпуса редуктора обдувом воздухом от вентилятора:

  • 1 — охлаждающие ребра; 2 — вентилятор-

  2.Либо применить искусственное охлаждение, которое может осуществляться:

• а) обдувом корпуса воздухом с помощью вентилятора, насаженного на вал червяка (рис. 5.14); в этом случае увеличивается К_Т,

• б) охлаждением масла водой, проходящей через змеевик (рис. 5.15, а);

• в) применением циркуляционной системы смазки со специальным холодильником (рис. 5.15, б). В случаях б) и в) формула (5 35) не применима.

• Тепловой расчет червячных передач производится как проверочный после определения размеров корпуса при эскизном проектировании.