Конструкция конических зубчатых колес и способы монтажа

Дата: 2025-06-14; Просмотры: 1

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Скачать

Если опорный торец подвергается шлифованию после зубообработки, то необходимо назначать допуски на это расстояние в сыром виде; то же самое относится к размеру от опорного торца до зубчатого венца. При несоблюдении данного указания, заготовки на зубообработку поступают разномерными, что при пользовании опорным торцом как установочной базой, приводит к браку. Передний торец, к которому прижимается зажимная шайба во время обработки на зубообрабатывающем станке, должен иметь достаточные размеры, быть плоским и параллельным опорному торцу. Целесообразно снабжать зубчатые колеса пояском для выверки при шлифовании после термической обработки (фиг. 26, в).

Нерационально изготовлять большие плоские колеса за одно целое со ступицей, так как при этом расходуется излишнее количество качественного материала не только при первоначальном изготовлении, но и при последующей замене колес во время ремонта машины. Такие колеса весьма неудобны для обработки, так как их трудно жестко закрепить на станке; поверхность зубьев получается дробленая, режимы и точность обработки — низкие. В случае крайней необходимости у таких колес следует предусматривать обработанную кольцевую поверхность Т (фиг. 27), для того чтобы можно было применить ее как дополнительную опору при обработке.

Коническое колесо с цельной ступицей, установленное на зубообрабатывающем станке: 1 — шпиндель станка; 2 — оправка; 3 — упорное кольцо; 4 — зажимная струна; 5 — винт, удерживающий струну от проворачивания; 6 — гайка с накаткой. Размер С заготовок надо выдерживать точно. Для колес 1—2-го класса диаметром до 100 мм допуск — 0,02 мм, от 100 до 300 мм допуск — 0,03 мм; от 300 до 500 мм допуск - 0,05; больше 500 допуск — 0,08 мм. Для колес 3-го класса допуск можно увеличить в 1,5 раза

Расстояние между этой поверхностью и опорным торцом ступицы должно быть строго одинаковым у всех поступающих на обработку заготовок во избежание прогиба при зажиме. Значительно более целесообразно изготовлять подобные колеса в виде колец, прикрепляемых к ступице, изготовленной из менее качественного материала. Конструкцию, показанную на фиг. 26, е, можно применять для колес диаметром больше 180 мм. Кольцевое колесо надевается на центрирующий выступ ступицы со скользящей или плотной посадкой. Для крепления следует применять винты с наружным или внутренним шестигранником и с мелкой резьбой. Необходимо принимать меры против самоотвертывания винтов при работе. Конструкция по фиг. 26, ж рекомендуется для больших колес и шестерен при передаточном числе, близком к единице. Конструкции по фиг. 26, е, з рекомендуются для колес, у которых осевое усилие направлено в сторону от вершины конуса, а по фиг. 26, и — при обратном направлении, так как следует по возможности избегать конструкций, в которых нагрузка воспринимается крепежными винтами. В реверсивных передачах, а также в передачах, подверженных вибрациям, имеет смысл принимать меры против проворачивания кольцевого колеса на ступице; для этой цели могут служить втулки или калиброванные болты (фиг. 26, з и к). Однако в большинстве случаев и, в частности, в автомобильных передачах в этом нет необходимости, так как при хорошей затяжке крепежных винтов колесо достаточно надежно удерживается трением.

Зубчатые колеса диаметром менее 180 мм обычно изготовляют за одно целое со ступицей, которая не должна выступать за пределы внутреннего конуса (фиг. 28).

Отступление от этого правила допустимо только при прямозубых колесах, которые иногда делают с выступающей вперед ступицей. Шестерни, сделанные за одно целое с валиком, необходимо снабжать хвостовиком с резьбой (фиг. 26, а) или резьбовым отверстием для закрепления детали при зубообработке. Если это невозможно, то приходится применять цанговый зажим, доступный лишь для крупносерийного производства. При мелкосерийном производстве предусматривается резьбовой конец, отрезаемый после зубообработки. При проектировании конических зубчатых колес необходимо обеспечивать достаточную толщину тела Н колеса под зубьями (фиг. 26, з); эту толщину обычно делают равной высоте зуба h. Конические зубчатые колеса, имеющие внутренние шлицы, рекомендуется снабжать цилиндрической центрирующей поверхностью, с тем чтобы шлицы служили только для передачи вращения, но не для центрирования зубчатого колеса (фиг. 26, б). Шлицы рекомендуется располагать вблизи от зубчатого венца. Если по условиям конструкции необходимо центрировать зубчатое колесо по шлицевому отверстию, то при закаленных зубчатых колесах лучше пользоваться для центрирования внутренним (наименьшим) диаметром, который можно прошлифовать концентрично зубчатому венцу. Незакаленные зубчатые колеса лучше центрировать на наружном диаметре шлицев, пользуясь им же как базой при обработке зубьев и контроле. Ввиду того что шлицы имеют тенденцию к «скручиванию» при термической обработке, рекомендуется делать их как можно более короткими. Заплечики, воспринимающие осевое усилие, рекомендуется выполнять обеспечивающими наибольшую жесткость конструкции. Гайки, удерживающие зубчатое колесо от осевого перемещения, целесообразно располагать так, чтобы они были разгружены от осевого усилия (фиг, 26, г и д).

Проектирование гипоидных передач. При конструировании гипоидных передач главное внимание следует обращать на жесткость конструкции, с тем чтобы деформации зубчатых колес, валов и корпуса под нагрузкой не вызывали помех зацепления. В частности, для автомобильных и подобных им передач с диаметром колеса 150—400 мм практически приемлемы следующие величины деформаций. Наибольшее допустимое осевое смещение шестерни под нагрузкой равно 0,08 мм; наибольшее осевое смещение колеса под нагрузкой при передаточном числе, близком к единице, равно 0,08 мм, а при большом передаточном числе 0,25 мм в сторону от шестерни. Шестерня и колесо не должны перемещаться под нагрузкой в сторону смещения осей более чем на 0,08 мм. При более значительных деформациях необходимо увеличивать степень бочкообразности зубьев, что в свою очередь увеличивает контактные напряжения.

Конические и гипоидные зубчатые колеса с круговыми и тангенциальными зубьями следует, как правило, монтировать на подшипниках качения в закрытых корпусах.

Типичные рекомендуемые способы монтажа показаны на фиг. 29.

Существует два способа монтажа шестерни: консольный (фиг. 29, а—г) и на двух опорах (фиг. 29, д—ж). В обоих случаях можно применять как шариковые, так и роликовые подшипники. Если осевое усилие воспринимается шарикоподшипниками, то лучше всего применять спаренные радиально-упорные шарикоподшипники, с тем чтобы уменьшить до минимума осевую игру. При легких нагрузках можно применять спаренные радиальные подшипники. При монтаже на роликоподшипниках надо конструировать опоры так, чтобы осевое усилие воспринималось подшипником, находящимся вблизи зубчатого венца.

Во всех случаях расстояние между подшипниками должно быть не меньше 70% диаметра соответствующего зубчатого колеса. При консольном монтаже расстояние N между подшипниками должно по крайней мере в 2,5 раза превышать расстояние М от середины зубчатого венца до середины ближайшего подшипника. Если два спиральнозубых или гипоидных зубчатых колеса сидят на одном валу, то осевое усилие должно восприниматься в одном месте — поблизости от зубчатого колеса, создающего наибольшее осевое усилие. Весьма существенно предусмотреть возможность регулирования как шестерни, так и колеса в осевом направлении. Для этой цели следует вводить компенсаторные кольца между фланцами, определяющими положение зубчатых колес (фиг. 29, е) или за их опорными торцами (фиг. 29, б). В корпусе передачи необходимо предусматривать окна или принимать другие меры для удобного обозревания обоих сцепляющихся зубчатых колес, чтобы можно было видеть пятно контакта на зубьях.

31. Расчет геометрии зацепления.

Исходные данные:

m - модуль осевой;
q - коэффициент диаметра червяка;
z1 - число витков червяка;
aw - межосевое расстояние;
x - коэффициент смещения червяка;
u - передаточное число.

Параметры инструмента:

h* = (h*w + c*1) - коэффициент высоты витка;
h*a - коэффициент высоты головки;
s* - коэффициент расчетной толщины;
r*f - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой;

c*1,2 = 0.25 ... 0.5 ; s* = 0.75 Ч p ; r*f = 0.3 ... 0.45 .

Расчет геометрических параметров.

1. Число зубьев колеса
2. Коэффициент смещения ( если задано межосевое расстояние )

• Межосевое расстояние ( если задан коэффициент смещения )

1. Делительные диаметры

1. Начальные диаметры

1. Делительный угол подъема витка червяка

1. Начальный угол подъема витка червяка

1. Основной угол подъема витка червяка ( только для червяков ZI )

и основной диаметр червяка

1. Высота витка червяка

1. Высота головки витка червяка

1. Диаметры вершин

витков червяка

зубьев червячного колеса в средней торцовой плоскости

1. Диаметры впадин

червяка

червячного колеса

1. Наибольший диаметр червячного колеса

1. Ширина венца червячного колеса

1. Длина нарезанной части червяка ( при х= 0 )

Геометрические показатели качества зацепления.

1. Подрезание зубьев червячного колеса отсутствует если

1. Заострение зубьев в средней торцовой плоскости отсутствует, если

1. Заострение зубьев в средней торцовой плоскости отсутствует, если

32.

а) б)

Рис. 38. Шевронная зубчатая передача

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями, называется шевронным (см. рис.1.52, в). Часть венца с зубьями одинакового направления называется полушевроном. Из технологических соображений шевронные колеса изготовляют двух типов (рис.1.60): с дорожкой посередине колеса (а) и без дорожки (б).В шевронном колесе осевые силы F_aна полушевронах, направленные в противоположные стороны, взаимно уравновешиваются внутри колеса и на валы, и опоры валов не передаются. Поэтому у шевронных колес угол наклона зубьев принимают в пределах β = 25...40°, в результате чего повышаются прочность зубьев, плавность работы передачи и ее нагрузочная способность. Шевронные колеса применяют в мощных быстроходных закрытых передачах. Недостатком шевронных колес является высокая трудоемкость и себестоимость изготовления. Геометрические, кинематические и прочностные расчеты шевронной и косозубой передач аналогичны.

Нетрудно показать, что если е_р – целое число, то суммарная длина контактных линий будет все время оставаться постоянной, что благоприятно для работы передачи, так как нагрузка на зубья в процессе зацепления будет оставаться постоянной, а шум и динамические нагрузки уменьшатся. Суммарная длина контактных линий в этом случае равна

/s=6e_a/cosp.

Силу нормального давления F_nв зацеплении косозубых колес можно разложить на три взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 7.10,6): окружную силу tv, радиальную силу.Р_ги осевую силу F_a, равные:

F_t=2T/d; F_r=F_ctga/cosp; F_a= F,tg|3,

где Т– передаваемый вращающий момент; a– угол зацепления.

Наличие осевой силы – существенный недостаток косозубых передач. Во избежание больших осевых сил в косозубой передаче угол наклона линии зуба ограничивают значениями р = 8... 20°, несмотря на то, что с увеличением р увеличивается прочность зубьев, плавность работы передачи, ее нагрузочная способность.

Расчет шевронной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу шестерни и колеса Р₁=7,06 кВт

Р₁=6,78 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т₁=388 Нм

Т₂=1964 Нм

Передаточное число U=4,5

Частота вращения шестерни и колеса n₁=174 об/мин

n₂=38,7 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω₁=18,2 рад/с

ω₃=4 рад/с

Угол наклона зубьев β=45˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой – улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ₂ (248 НВ_2ср), s_Т = 540 Н/мм², наибольшая толщина сечения заготовки ; для шестерни 269…302 НВ₁ (285 НВ_1ср), s_Т = 650 Н/мм², при диаметре заготовки шестерни .

При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: .

Интерполированием, т.е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1,табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для колеса – N_HO2 = 16,2´10⁶,

для шестерни – N_HO1 = 22,5´10⁶ .

Рекомендуется N_F0 = 4´10⁶ – наработка.

Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:

;

;

;

;

где - ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.

Принимаем значения коэффициентов:

K_HL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

K_FL = 1, учитывает долговечность работы.

Определяем допускаемые контактные напряжения [s]_HO и напряжения изгиба [s]_FO, соответствующие числу циклов напряжений N_HO и N_FO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

;

;

Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:

;

;

;

;

;

;

Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты: – коэффициент ширины венца [1,табл. 4.6], , – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).

Тогда межосевое расстояние передачи равно:

где К_а =43 – числовой коэффициент для шевронной передачи;

Т₂=232Нм.

Подставив значения в формулу (5.1) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

;

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n=4,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле:

β=45º, тогда cosβ=0,707

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам [1,c.37]:

;

;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.11):

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам (2.10)

; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм; принимаем b₂=80мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψ_ba<0,4)

;

; ;

0,315>0,056

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

Принимаем для расчетов м/с.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; ; Н;

- радиальная

; ; Н;

- осевого усилия нет.

Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1,табл.4.5].

Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K_HV=1,2 (Н≤350HB); К_FV=1,02 [1,табл. 4.13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z₁ = 16, Y_F1 = 4,4; а для колеса z₂ = 72, Y_F2 = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:

Расчетное контактное напряжение:

;

;

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:

;

;

;

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается

Все вычисленные параметры заносим в табл.3.

Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3

33. Планетарная передача (дифференциальная передача) — механическая система, состоящая из нескольких планетарных зубчатых колёс (шестерён), вращающихся вокруг центральной, солнечной, шестерни. Обычно планетарные шестерни фиксируются вместе с помощью водила. Планетарная передача может также включать дополнительную внешнюю кольцевую (коронную) шестерню, имеющую внутреннее зацепление с планетарными шестернями. Планетарные зубчатые передачи — такие, в которых имеются зубчатые колеса с перемещающимися геометрическими осями. Простейшая планетарная передача (рис. 7.3, а) состоит из вращающегося центрального (солнечного) колеса 1 с наружным зацеплением, неподвижного центрального колеса 3 с внутренним зацеплением и водила Н, на котором закреплены оси сателлитов 2 (3—6 штук). Колеса 1 и 3 называют центральными. Сателлиты совершают планетарное движение, т. е. вращаются вокруг своих осей и вокруг колеса 7. При неподвижном колесе 3 движение может передаваться от колеса 1 к водилу Н и наоборот. При неподвижном водиле получается простая зубчатая передача. Если в планетарной передаче подвижны оба центральных колеса и водило, то такую передачу называют дифференциальной. Передаточное число планетарных передач удобнее всего определять методом остановки водила. По этому методу всем звеньям передачи условно сообщается дополнительное вращение с угловой скоростью водила, но обратной по знаку. Тогда получают так называемый приведенный механизм с неподвижным водилом, представляющий собой простую зубчатую передачу. При определении передаточного числа принимают знак «плюс», если все звенья передачи вращаются в одну сторону, и знак «минус»— если в разные стороны.Основными достоинствами планетарных передач являются возможность осуществления значительных передаточных чисел, компактность, небольшая масса и пр.Однако планетарные передачи требуют повышенной точности изготовления и сложны в сборке. К. п. д. их резко падает с повышением передаточного числа. Планетарные передачи применяют в автомобилях, металлорежущих станках, приборах и т. п.

Дифференциальная пара состоит из двух линий передачи. Каждая линия может представляет собой, например, обычную полосковую или микрополосковую линию передачи, рассмотренную в предыдущих главах книги. Расположенные в непосредственной близости друг от друга, две линии образуют дифференциальную пару. В принципе, из любых двух линий передачи можно образовать дифференциальную пару. Подобно тому, как существует ряд конфигураций поперечных сечений для одиночных линий передач, так же есть разновидности поперечных сечений и для дифференциальных пар линий передач. На рис. 6.4 представлены наиболее распространенные виды поперечных сечений дифференциальных пар, реализуемых на печатных платах.

Рис. 6.4. Наиболее распространенные виды поперечных сечений дифференциальных пар: I — компланарная; 2 — микрополосковая, 3 — полосковая; 4 — развернутосвязанная полосковая.

Хотя, в общем случае, любые две линии передачи могут образовать дифференциальную пару, существует пять особенностей, которые важны при передаче широкополосных сигналов.

1. Наиболее важная особенность дифференциальной пары состоит в том, что она должна иметь однородное поперечное сечение по всей длине и обеспечивать постоянное волновое сопротивление для разных сигналов. Это гарантирует минимальные отражения и искажения сигнала.

2. Вторым важным свойством является то, что временная задержка линии должна быть согласована так, чтобы фронт и спад сигналов в отдельных линиях были точно и четко определены. Любое различие во временной задержке между двумя линиями или иное рассогласование между ними приведут к тому, что дифференциальный сигнал будет преобразован в сигнал общего вида.

3. Обе линии передачи должны быть конструктивно полностью идентичны. Ширина сигнальных проводников и толщина диэлектрического слоя между двумя линиями должны быть одинаковы. Эта свойство называется симметрией. Не должно быть никаких асимметрий, вроде наличия контактной площадки для тестирования или сужений только на одной линии и т. п. Любая асимметрия преобразует дифференциальные сигналы в сигнал общего вида.

35. Червя́чная переда́ча (зубчато-винтовая передача) — механическая передача, Червяки различают по следующим признакам:

• по форме поверхности, на которой образуется резьба
• цилиндрические
• глобоидные
• по направлению линии витка
• правые
• левые
• по числу заходов резьбы
• однозаходные
• многозаходные
• по форме винтовой поверхности резьбы
• с архимедовым профилем
• с конволютным профилем
• с эвольвентным профилем

Зубчатые колёса различают по следующим признакам:

• по профилю зуба
• прямой — (контакт по точке, не нагруженные передачи)
• вогнутый — «охватывающий» червяк (контакт по линии)
• роликовый — зубы вырожденного сектора заменены на винтовой ролик
• по типу зубчатого колеса
• полное колесо (полный оборот, непрерывное вращение)
• зубчатый сектор (поворот сектора от одного крайнего положения до другого)
• вырожденный сектор (в паре с глобоидным червяком — рабочая длина сектора меньше рабочей длины червяка)

осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса^[1].

• 36. . Червячные, в которых крутящий момент передается червяком на червячное колесо. Червячные передачи, в свою очередь, подразделяются на передачи с нижним и верхним расположением червяка. Червячные главные передачи иногда применяются в многоосных транспортных средствах с проходной главной передачей (или с несколькими проходными главными передачами) и в автомобильных вспомогательных лебедках.

В червячных передачах ведомое шестеренчатое колесо имеет однотипное устройство (всегда большого диаметра, который зависит от заложенного в конструкцию редуктора передаточного отношения, всегда выполняется с косыми зубьями). А червяк может иметь различную конструкцию.
По форме червяки разделяются на цилиндрические и глобоидные. По направлении линии витка - на левые и правые. По числу канавок резьбы - на однозаходные и многозаходные. По форме резьбовой канавки - на червяки с архимедовым профилем, с конволютным профилем и эвольвентным профилем.

• 2. Цилиндрические главные передачи, в которых крутящий момент передается парой цилиндрических шестерен - косозубых, прямозубых или шевронных. Цилиндрические главные передачи устанавливаются в переднеприводные автомобили с поперечно расположенным двигателем.
• 3. Гипоидные (или спироидные) главные передачи, в которых крутящий момент передается парой шестерен с косыми или криволинейными зубьями. Пара шестерен гипоидной передачи либо соосна (встречается реже), либо оси шестерен смещены относительно друг друга - с нижним или верхним смещением. За счет сложной формы зубьев площадь зацепления увеличена, и шестеренчатая пара способна передавать больший крутящий момент, чем шестерни главной передачи других типов. Гипоидные передачи устанавливаются в легковые и грузовые автомобили классической (заднеприводной с передним расположением двигателя) и заднемоторной компоновок.

37. Силы в червячном зацеплении определяют для случая контакта рабочих поверхностей в полюсе зацепления и раскладывают по трем взаимно перпендикулярным осям.

Окружная сила на колесе равна по модулю осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо:

В этих зависимостях T₂ и T₁ – вращающие моменты на валах колеса и червяка, α – угол профиля витка червяка, d₂ – делительный диаметр колеса, d_w1 – начальный диаметр червяка.

38. Тепловой расчет червячной передачи

В червячной передаче имеют место сравнительно большие потери передаваемой мощности на трение, передача работает с большим тепловыде­лением.

Если отвод тепла будет недостаточен, передача перегреется. Так как смазочные свойства масла при нагреве резко ухудшаются, то возникает опасность заедания передачи и выхода ее из строя. При установившемся режиме работы червячного редуктора количество тепла, выделяемого в нем, равно количеству отводимого от него тепла. Этот тепловой баланс устанавливается при определенном перепаде температур между находящимся в редукторе маслом и окружающим корпус воздухом. Тепловой режим работы редуктора нормальный, если перепад температур находится в допустимых пределах. Для обеспечения нор­мальной работоспособности для червячных редукторов (закрытой переда­чи) производят тепловой расчет. Тепловой расчет червячной передачи при ус­тановившемся режиме работы производят на основе теплового баланса, т. е. приравнивания тепловыделения теплоотводу.

Условие нормального теплового режима:

(13)

где — температура масла в корпусе редуктора; — допускаемая темпе­ратура масла в корпусе редуктора. Допускаемое значение зависит от сорта масла, его способности сохранять смазывающие свойства при повышении температуры. Для обычных редукторных масел допускают t₁= 60...70°С, в исключительных случа­ях = 90 °С; - определяют из условия теплового баланса, а именно: выделяемое червячной парой тепло должно полностью отводиться в окружающую среду

— количество теплоты, выделяемое передачей при непрерывной рабо­те; — количество теплоты, отводимое свободной поверхностью корпу­са передачи за то же время.

Количество теплоты, выделяющейся в передаче в секунду, или тепловая мощность

где P₁ – мощность на входном валу передаваемая червяком, Вт; – КПД передачи

Количество тепла, отводимое через поверхность охлаждения корпуса редуктора,

где А – площадь поверхности корпуса передачи, соприкасающаяся с воз­духом, м². В площадь поверхности охлаждения А входит площадь наружной поверхности корпуса редуктора без днища. Если корпус снабжен охлаждающими ребрами, то учитывают только 50% площади их поверхности.; – внутренняя температура редуктора или температура масла, °С; – температура окружающей среды (воздуха), °С (при проектировании обычно принимают = 20°С); – коэффициент теплопередачи — количество теплоты, передаваемое в окружающую среду с единицы поверхности в 1 с при разности. температур в 1°С, Вт/(м² °С). При нормальной циркуляции воздуха вокруг корпуса = (14-17,5) Вт/(м^{2 0}С), при плохой – = (8-10,5) Вт/(м² °С).

Итак, на основании теплового баланса можно определить температуру масла

(14)

Тепловой расчет червячной передачи выполняют как проверочный.

При необходимо предпринять меры от перегрева.