Редуктор программного механизма (стр. 2 из 4)
Режим работы – продолжительный. Двигатели ДПР-Н4, Н7, Ф4, Ф7 могут также работать при повторно-кратковременном реверсивном режиме при питании напряжением синусоидальной формы, амплитудой до 6 В, частотой для двигателей ДПР-42, 52 до 6 Гц, ДПР-62, 72 до 2,5 Гц (продолжительность работы не более 60 мин с последующим перерывам не менее 60 мин).
Двигатели ДПР-Н5, Н9, Ф5, Ф9 предназначены для работы также при питании от широко-импульсного модулятора, обеспечивающего среднее значение напряжения на выходных концах двигателя 20 В, частоту следования импульсов не менее 500 Гц и скважность импульсов не менее 0,2, форма импульса – прямоугольная.
Габаритные и установочные размеры двигателя приведены приложении А.
3. Определение общего передаточного отношения
Общее передаточное отношение редуктора определяется по формуле, приведенной в [3]:
, (3)где
общее передаточное отношение редуктора, 
- угловая скорость на входе редуктора, т.е. угловая скорость двигателя, 
- угловая скорость вращения выходного вала (нагрузки). 
Определим оптимальное число ступеней редуктора и распределение общего передаточного отношения по ступеням по методике, предложенной в [3].
Исходя из условия минимума габаритов и равенства передаточных отношений число ступеней:
. (4)Передаточные отношения каждой ступени редуктора равны:
(5)4. Определение геометрических размеров колес. Расчет межосевых расстояний
Для того чтобы обеспечить технологичность конструкции, наибольшую достижимую точность обработки колес и монтажа их, высокий КПД выбрана передача цилиндрическими прямозубыми колесами внешнего зацепления.
В задании требуется минимизировать конструкцию, поэтому выбираем материалы со средними механическими характеристиками [2]: для шестерни сталь 45,с твердостью НВ 230, термическая обработка-улучшение, для зубчатого колеса – сталь 45, твердость НВ 210, термическая обработка-улучшение. Для пары зубчатых колес, передаточное отношение которых известно и равно
[7] необходимо назначить число зубьев малого колеса Z и определить число зубьев ведомого колеса 
[7].Назначим модуль трибки двигателя, равный 0.3. Зная, что делительный диаметр окружности
. Число зубьев трибки равно 
Число зубьев ведомого колеса
. Из конструктивных соображений зададим число зубьев шестерней и зубчатых колес следующими: 
, 
; 
; 
, 
; 
; 
, 
; 
; 
, 
; 
; 
, 
; 
.Расчет модулей зубчатых колес осуществляется по методике, изложенной в [3].
Модуль зубчатых колес определим из условия прочности зуба на изгиб. В малонагруженных передачах модуль выбирают из конструктивных соображений. Из условий прочности зуба на изгиб модуль зубчатого колеса в мм можно определить по формуле [7]:
> 
, (6)где
- модуль зубчатого колеса, 
- коэффициент запаса, принимается для прямозубых колес равным 1.4;M - крутящий момент, действующий на рассматриваемое колесо, [Н ·мм];
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, принимают 
= 1...1,15, для нешироких колес значения 
меньше; 
- коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю 
, его значение лежит в пределах 3 
, меньшие значения выбирают для малогабаритных колес; 
- число зубьев колеса, для которого рассчитывается модуль;YF- коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев рассчитываемого колеса значение которого при
=50...100 лежит в диапазоне 3,73...3,75; 
- допускаемое напряжение материала зуба на изгиб для колес из пластичных материалов (НВ 
350) и цветных металловТ.к. материалы сопрягающихся колес разные, то рассчитывается на прочность то колесо, для которого больше величина
.Допускаемое напряжение материала на изгиб определяется по формуле:
,где
-предел выносливости материала колеса при симметричном цикле нагрузки. n – коэффициент запаса, примем 1.3 [3] Предел выносливости материалов зубчатых колес и шестерней определяется по формулам [3]: 
, (7)где
- предел прочности при растяжении, МПа; Предел прочности при растяжении определим по таблице, приведенной в [11]: 
МПа.Расчет предела выносливости материалов зубчатых колес и шестерней:
МПа.Находим допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни:
;Расчет крутящих моментов, действующих на рассчитываемые колеса:
(8) 
Предварительно принимая
, 
, вычислим модуль зубчатого зацепления для последнего колеса: 
мм. По ГОСТ 9563-75, округляя до стандартного большего значения, принимаем 
. Произведем расчет межосевых расстояний.Межосевое расстояние А в передачах цилиндрическими зубчатыми колесами вычисляется по следующей формуле[2]:
, (9)где
-число зубьев шестерни; 
-число зубьев колеса.Расчет межосевых расстояний всех ступеней редуктора:
;