1.4 Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:

, тогда

крутящий момент на валу I: ;

крутящий момент на валу II: ;

крутящий момент на валу III: ;

2 Расчет цилиндрической передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Т.к. передача авиационная, требующая обеспечения высокой надежности, малой массы и габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой – цементацией на глубину от 0,8…1,2. Заготовка-штамповка.

Таблица №1-Механические свойства стали:

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
		Твердость зубьев		Предел прочности , МПа	Предел текучести ,МПа
		На поверхности	В сердцевине
12Х2Н4А	Цементация	HRc 58-63	HRc 35-40	1200	1000

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

, где

- базовый предел выносливости.

Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый:

,

- коэффициент безопасности, т.к. заготовка – штамповка, то имеем: ,

- коэффициент долговечности, определяется по формуле:

, где

- базовое число циклов перемены напряжений, т.к. HRc>56, то: ,

- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме,

определяется по формуле:

где n – частота вращения , об/мин ;

t _h – долговечность , часов;

C=1 – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .

,

.

Сравним расчётное число циклов перемены напряжений при переменном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений:

, , ,

Т.к все расчётные числа циклов перемены напряжений при переменном режиме меньше базового числа цикла перемены напряжений, то коэффициент долговечности для каждого из зацеплений равен:

Так как, , , , ,то

,

,

Тогда допускаемые напряжения будут равны:

,

,

.

В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:

,

.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

, где

- базовый предел выносливости.

,

- коэффициент безопасности:

- коэффициент долговечности, определяется по формуле:

, где

- базовое число циклов перемены напряжений:

,

- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме, определяется по формуле:

Коэффициент долговечности:

Т.к. , то .

Т.к. зубья колес 1, 2, 3, 4 работают одной стороной, то: . Тогда допускаемые напряжения будут равны:

,

0. 2.4 Расчёт тихоходной цилиндрической прямозубой передачи

0. 2.4.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Тихоходной в данном редукторе является вторая ступень. Для нее из предыдущих расчетов известно: , , ,

, , передача имеет 7^-ую степень точности.

Поскольку колесо расположено несимметрично и НВ материала больше 350, то принимаем коэффициент ширины колеса . Коэффициент нагрузки принимаем .

Определим межосевое расстояние:

.

Определим рабочую ширину зубчатого венца: .

Принимаем для шестерни b_w3=58мм,

для колеса b_w4=57мм.