Для того чтобы найти числовое значение коэффициента формы зуба Υ ρ, следует предварительно определить приве­денное число зубьев z_v2 = z₂/cos³γ = 36/cos³/9,7659V = 37,6. По формуле (2.86) или по табл. 2.12 коэффициент Y_F= 1,6. Расчетное напряжение изгиба (2.87) что значительно ниже допускаемого ([a]_F = 63,3 Н/мм²).

9.       Тепловой расчет передачи. Мощность на червяке (2.88)

Τ⁵! =ял₂Г₂/(30η) = 3,14-30-800/(30 0,8) = 3140 Вт.

Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.13) А = = 0,48 м . Коэффициент теплоотдачи Л^_х=12... 18 Вт/(м²-°С). Тогда по формуле (2.90) температура нагрева масла без искусственного охлаждения = 127,3°... 91,5°.

Результаты расчета показывают, что если условия охла­ждения редуктора хорошие, то можно не принимать ка­ких-либо других мер для отвода теплоты. Если же редуктор будет установлен где-нибудь в углу, в слабо проветриваемом месте цеха, то масло в редукторе будет перегреваться. Тогда надо применять дополнительные меры для отвода теплоты. Червяк вращается с небольшой частотой п₁ = 540 об/мин. Поэтому установленный на нем вентилятор будет малоэффективен. По-видимому, надо применять что-то другое. Ну, например, охлаждать масло холодной проточной водой по змеевику, расположенному в корпусе редуктора, или прокачиванием масла, так называемым проточным смазыванием.

Перейдем к определению данных для построения компо­новочной схемы (рис. 3.15).

Зазор между колесом и стенками корпуса (3.5) a = \fL + + 3 мм = э/334 + 3 мм = 10 мм.

Для построения компоновочной схемы следует определить размеры отдельных участков валов, имея в ,виду, что подшипники везде конические роликовые. Диаметры и длины участков вала червяка (3.1) и (3.2)= 30,5 мм.

После округления принимаем ¢/=30 мм. Диаметр я?_п = я?+2/_цил = 30 + 2-3,5 = 37 мм. Округляя до стандартного значения, принимаем d_n = 40 мм.