1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1. Определение общего передаточного отношения и распределения его по ступеням

Определение общего передаточного отношения редуктора:

;

; ;

.

Принимаем: ,.

1.2. Определение частот вращения валов редуктора

Запишем формулу для определения частоты вращения промежуточного вала:

.

1.3. Определение к.п.д. ступеней и мощностей на валах

Так как передача работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то согласно рекомендации [1] (приложения 1 стр. 23) выбираем для всех зубчатых колес привода шестую степень точности.

Для этой степени точности к.п.д. конической ступени , а к.п.д. цилиндрической ступени.

К. п. д. редуктора определяется так: .

Мощность на промежуточном валу определяется по формуле:

.

Мощность на входном валу определяется по формуле:

.

1.4. Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на входном валу: .

Крутящий момент на промежуточном валу: .

Крутящий момент на выходном валу: .

2. Расчет зубчатых передач привода

2.1. Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Так как передача авиационная, то она требует обеспечения повышенной надежности и малых массо-габаритных характеристик, тогда для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную конструкционную легированную сталь 12Х2Н4А с поверхностным упрочнением - цементацией, заготовка - штамповка.

Механические свойства:

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
		твердость зубьев		предел прочности	предел текучести
		на поверхности	в сердцевине
12Х2Н4А	цементация	HRC 58-63	HRC 35-40	1200	1000

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяется по формуле:

, где j-номер зубчатого колеса.

Так как материал для всех зубчатых колес одинаковый, сталь легированная цементированная с HRC= 60,5, то согласно рекомендации [1] имеем (см. приложение 2 стр.24):

- базовый предел контактной выносливости .

Так как заготовка-штамповка, то согласно рекомендации [1] имеем коэффициент безопасности равный .

Базовое число циклов перемены напряжений равно

, так как .

Расчётное число циклов перемены напряжений определяется по формуле:

, где

i-номер режима,j-номер зубчатого колеса, с-число зацеплений зуба за один оборот.

;

;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

(при );

(при ).

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения для каждой пары зубчатых колес принимаем меньшее из двух полученных.

Результаты расчётов приведены в таблице.

NHE1	1,270E+08	KHL4	1,348
NHE2	4,721E+07	[σH]1, МПа	1113
NHE3	4,721E+07	[σH]2, МПа	1300
NHE4	2,001 E+07	[σH]3, МПа	1300
KHL1	1,000	[σH]4, МПа	1500
KHL2	1,168	[σH]1,2, МПа	1113
KHL3	1,168	[σH]3,4, МПа	1300