Проектирование главного редуктора вертолета (стр. 2 из 7)
Расчетное число циклов для шестерни
Расчетное число циклов для колеса
Коэффициент долговечности для шестерни
.Коэффициент долговечности для колеса
.Допускаемые контактные напряжения для шестерни
МПа.Допускаемые контактные напряжения для колеса
МПа.В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем наименьшее значение
1206,877МПа.3.2 Определение допускаемых напряжении изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
,где
- базовый предел выносливости по изгибу, МПа, 
- коэффициент безопасности по напряжениям изгиба, 
- коэффициент долговечности, 
- коэффициент, учитывающий условия нагружения.Для одностороннего нагружения зуба принимаем
Коэффициент долговечности определяем по формуле
где
- базовое число циклов нагружений, 
- расчетное число циклов нагружений.Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле
Базовый предел выносливости по изгибу принимаем
= 800 МПа.Коэффициент безопасности
.Базовое число циклов нагружений будет
.Расчетное число циклов нагружений для шестерни
Расчетное число циклов нагружений для колеса
Коэффициент долговечности для шестерни
Коэффициент долговечности для шестерни
Принимаем значения этих коэффициентов равными единице.
Допускаемое напряжение для шестерни и колеса
МПа, 
МПа.3.3 Определение основных габаритов передачи для второй ступени
Определяем межосевое расстояние
где
- коэффициент ширины венца относительно межцентрового расстояния.Принимаем K=1,3, yba = 0,3. Округляем до аw=227,69 мм.
Определяем рабочую ширину венца. yba = 0,3. т.к. шестерня расположена не симметрично относительно опор, а твердость поверхности зубьев НВ>350.
Определяем модуль
мм.Округляем модуль до ближайшего значения по ГОСТу: принимаем m= 6 мм.
Определяем число зубьев для шестерни
Округляем значение до ближайшего целого числа. Принимаем z1 = 19.
Определяем диаметр делительной окружности шестерни
6 19=114 мм.Определяем число зубьев для колеса
.Принимаем z2 =58
Фактическое передаточное число
.Погрешность
.3.4 Проверка передачи по контактной прочности
Определяем окружную скорость шестерни
м/c.Принимаем Kv=1,2.
Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительного делительного диаметра шестерни
Принимаем Kb=1,1.
. 
МПа. 
= 
.Контактное напряжение в зубьях находится в допустимых пределах.
3.5 Проверка прочности при изгибе для второй ступени
Напряжение изгиба шестерни
,где YF3=3,875, bw3=bw+1=69+1=70 мм.
Напряжение изгиба зубчатого колеса
,где YF4=3,61, bw4=bw=70 мм.
Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньше допустимых значений.
3.6 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние. Делительное межосевое расстояние вычисляется по формуле
мм.Тогда межосевое расстояние
,
где
; 
; 
.Исходя из условий, получаем, что
=231 мм.Определяем угол зацепления
Тогда aw=20°.
Делительные диаметры
мм, 
мм.Основные диаметры
мм. 
мм.Шаг делительный
мм.Шаг основной
мм.Диаметры начальных окружностей
мм. 
мм.Диаметры впадин
114-2 (1+0.25) 6=99 мм, 
348-2 (1+0.25) 6=333 мм,где
, 
.Диаметры вершин
462-333-2×6×0.25=126 мм, 
462-99-2×6×0.25=360мм.Делительная толщина зубьев
мм, 
мм.Основная толщина зуба
мм, 
мм.Толщина зубьев по окружности вершин
, 
, 
мм,