Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

 

Так как редуктор двухступенчатый то .

Известно, что , тогда ,

.

 

Определение частот вращения валов редуктора

 

Из задания известны частоты вращения валов и :

, .

Определяем частоту вращения вала II: .

Для выбранного передаточного отношения делаем проверку:

,

видно, что .

 

Определение КПД ступеней и мощности на валах

 

Так как передача работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то выбираем для всех зубчатых колес привода 7^-ую степень точности. Для этой степени точности имеем следующие данные для КПД цилиндрической передачи: .

Для выходного вала мощность (см. исходные данные).

Из формулы получаем: ,

.

 

Определение крутящих моментов на валах

 

По формуле , где - мощность на валу (в кВт), а - частота вращения вала (в ), подсчитаем крутящие моменты на валах:

на первом: ,

на втором: ,

на третьем: .

 

Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

 

Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

 

Так как передача авиационная и требует высокой надежности и малых массогабаритных характеристик, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную конструкционную сталь 12Х2Н4А с ХТО – цементацией.

Механические свойства стали приведены в таблице:

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
Твердость зубьев	Предел прочности , в МПа	Предел текучести , в МПа
На поверхности	внутри
12Х2Н4А	цементация	НRС 58-63	НRС 35-40

 

 

Определение допускаемых контактных напряжений.

 

Воспользуемся формулой , где

- базовый предел контактной выносливости,

- коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность.

Согласно рекомендации [1] определяем и :

при НRС=60 ,

, принимаем .

При НRС=60 > 56 - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность.

- эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность.

Определим значения крутящих моментов и частот вращения валов в зависимости от режима работы:

для первого вала: ,

,

.

для второго вала: ,

,

.

 

для третьего вала: ,

,

.

 

для первого вала: ,

,

.

для второго вала: ,

,

.

для третьего вала:

,

.

 

срок службы редуктора: ч,

ч,

ч,

ч.

Определим по формуле: ,

где - число зацеплений зуба за один оборот рассчитываемого колеса.

Определим коэффициент долговечности по формуле: .

Так как > , то ,

,

.

В данном случае применяется поверхностное упрочнение, следовательно при выполнении условия, что >1,8 можно определить допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

МПа,

МПа,

МПа.

В качестве расчетного значения для каждой пары зубчатых колес выбираем меньшее из полученных: МПа – для зубчатых колес 1 и 2,

МПа – для зубчатых колес 3 и 4.

 

Определение допускаемых напряжений изгиба

 

Используем формулу: ,

где - базовый предел изгибной выносливости,

- коэффициент безопасности при расчете на изгиб,

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубе,

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

Согласно рекомендации [1] определяем и :

при НRС=60 ,

, принимаем .

При НRС=60 > 56 базовое число циклов .

Расчетное число циклов перемены напряжений определим по формуле:

, так как НВ>350, то .

Так как > , то .

Поскольку зуб работает одной стороной, то .

Определяем :

МПа.

 

 

Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

 

3.1. Определение габаритов передачи:

Так как , выбираем .

Округлим полученное значение до

Так как , выбираем

Так как HB > 350, то

Определяем окружную скорость: .

 

Определение модуля и числа зубьев

Поскольку передача имеет 7^-ую степень точности, то принимаем коэффициент формы зуба [Согласно рекомендации 1].

Определим модуль зубчатой передачи по следующей формуле:

,

по ГОСТ 9563 – 60 принимаем .

Определяем число зубьев шестерни: принимаем .

Определяем число зубьев колеса: , принимаем .

Для проверки определим передаточное число ступени по следующей формуле: