Допустимое напряжение на изгиб

= М = = 2730 кгc/cм

где = 0,8 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности и шлифование выкружки; = 1 - коэффициент, учитывающий механическое упрочнение; у = 1 - масштабный фактор.

Минимальное значение модуля из условия изгиба (и + \)уркМ (1,25+1)3,85-1,437-857 q

иЬаа, ]о]

1,25-2,8-7-2730

Принимаем т = 2 мм.

Расчет МСХ. Материал ролика и звездочки ШХ15, HRC 60- 62; материал обоймы-сталь 20Х цементуемая. Принимаем а = = 10°; /р = 28 мм; = 6; 2 = 5; [т] = 6000 кгс/см Профиль звездочки очерчен по дуге окружности.

Для МСХ с рабочей поверхностью звездочки, очерченной по окружности, коэффициент

= 1,25.

2 6 -2

Определим диаметр ролика на основании формулы (51), гл. 12

0,284 / РМ£

РМЕ 0,284 т/ 1,25-857-2-10 nai -==-6000- V 5.6.2,8-0,0875

Принимаем d = 10 мм и определяем диаметр отверстия обоймы D = kid = 6-10 = 60 мм.

Нормальное давление в месте контакта ролика с обоймой

Лг = - = . = 653,2 кгс.

D . а

5-3-0,0875

Приняв значение [ст1 -= 2000 кгс/см, толщину стенки определяем по формуле

4,71

653,2

4-2,8-2000 l sin 36°

1 l

4,71

4.71

2 , 4,71/?Л,

/рг [о]и

653,2

16.2,82-20004sm36

I 4,71

4,71-3-653,2 n fit; рл. + 2.8-5-2000

Примем значение S = 10 мм,

Проведем проверочный расчет на жесткость. Деформацию 6 кольца в месте приложения усилия Л найдем по формуле (65) гл. 12. Определяем величины, .входящие в эту формулу:

р Sin= + Sin 36° = 1,215;

(7 = 1 cos-J-= 1-cos36° = 0,191; f? o + S 6-fi

xliij) +

+ -г(тЬУ = 0,00688; .

h £ 0 0.00688 or. nno.

- T+7 = т+одаг: = 0-024 CM.

Площадь поперечного сечения кольца F = Sb = 1-2,8 = 2,8 см\ Тогда

, yNiR 653.2 3,5= / 1,2 iGFq 2.10 -2,8-0,024 V 4-0,

EF l4q

,215 191

2z я

3,14

653,2-3,5

1,215 2-5 Л I 0,024\] , 0,191 JM\ TfJi

30 MKM.

2 10 .2,8

1,5.653,23,5 1,215 4-8-106-2,8-0,191

Число зубьев ведущего зубчатого колеса

D + 2S + 2,4m 60-f 2-10-f 2,4-2 .

и ведомого колеса 22==Zii==42.0,8a=33.

Окончательное межосевое расстояние й , = /-3 = -f- (1 + Z2) = 4 (42 4- 33) = 75 мм.

Определение длин звеньев преобразующего механизма. Отношение длины коромысла к величине чЭксцентриситета

II. - i 1440 1 о г ~ niaxiz~ 1000-0,8

Величина эксцентриситета г = 0,188 + 5 = 0,18-75 + 5 = 18,5 мм.

Принимаем г = 19 мм, тогда

Г2 = 1,8-19 34 мм.

Радиус средней окружности пазового диска симметричного механизма

n = ]/r-rtg [arccos (4) =

= j/75- 194g(arccos-) 70

Проверяем, удовлетворяется ли неравенство r + ri<m(2i++ l); 89 < 119.

Определение размеров ролика кривошипного пальца коромысла. Материал ролика и пазового диска-сталь 40Х, закаленная твердостью HRC 35-42.

Минимальный угол передачи Vmin в период прямого рабочего хода коромысла, определенный в результате графического построения, равен 54° 10.

Нормальное усилие, действующее на ролик,

97 400 - и imin

97 400-2,2-1,25 3,4-250-0,8108

388,6 кгс.

2 Vmin

Наибольшее контактное напряжение сжатия между роликами пазовым диском

Сти = 0,418

2Qpg/-i

Принимая £ = 2,1-10* кгс/мм, [ст] = 100 кгс/мм и длину ролика bp = 15 мм, найдем из этого уравнения диаметр ролика

= 70 356

4900-

0,7-388,6-2,ЫУ-70 15-100

= 70 ± 48.

Конструкция допускает применение ролика диаметром dp = = 70 - 48 = 22 мм.

Принимаем dp = 20 мм.

Приближенный расчет валов. Конструкция передачи (рис. 29 в vli. 1) дает возможность принять расстояние между опорами ведущего вала 6Ь = 6-28 = 168 мм и ведомого 36 = = 3-28 = 84 мм. Кроме того, можно считать, что пазовый диск расположен от внутренней опоры ведущего вала на расстоянии 1/3/о, шестерня ведомого вала - на расстоянии 1/3 1 от внутренней опоры этого вала. Материал валов Cm 5 с [ст] = 500 кгс/см.

Изгибающий момент на ведущем валу в месте пазового диска

Ми, = /oQp = 16,8-388,6 = 1450 кгс-см.

Примем к. п. д. передачи г) = 0,85, тогда крутящий момент на ведущем валу

кр = 97 400; = 97 400

Диаметр ведущего вала

= 175 кгс-см.

1=1/ -оТм-V -ojTsoo-= ЗООб мм.

,752)1/2

Принимаем d = 30 мм.

Изгибающий момент посредине .ведомой шестерни

2 , 2М 2-8,4-2-857 .,

i - 9 втггСО820° 9-0,2.33-0,94 ~ КГС-СМ.

Диаметр ведомого вала

. l7K2+ ,/(5154-

=V -га- = V -от

857) 500

2\1/2

= 27 мм.

Принимаем dj = 28 мм.

Расчет и выбор подшипников. Расчет подшипников качения производим исходя из работы передачи со средней частотой вращения ведомого вала ср = 500 об/мин, при этом с учетом т) = = 0,85 значение Qp = 230 кгс.

Реакция в правой опоре ведущего вала

= Qp =--230 = 153 кгс.

Определив: х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки; = = 1 - коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца

Относительно направлени5 нагрузки; k., = I - температурный коэффициент; = 1,2 - коэффициент безопасности; найдем приведенную нагрузку:

л = лл:кМб== 153-1,0-1,0-1,0-1,2 = 184 кгс.

Принимая расчетный ресурс работы подшипника Ь/, = Ю* ч, определим требуемую динамическую грузоподъемность:

Выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник 305 средней серии.

Реакция в левой опоре ведомого вала

2 2-97 400-2,2-2

3 mZi cos 20°

3-0,2-33-0,94.500

= 92 кгс;

С = {Lhyq, = 10*) %2.l,2 = 740.

Выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник 205 легкой серии.

Выбор остальных подшипников качения обусловливается в основном конструкцией вариатора.

Расчет валов на выносливость. Ведущий вал рассчитываем на выносливость в опасном сечении под пазовым диском ослабленным выточкой (радиус выточки рв = 1 мм; диаметр вала dj = = 30 мм). Для вала, изготовленного из стали Ст5, значение

= 55 кгс/мм2; 0 = 28 кгс/мм; a i = 0,43; = 0,43-55 = = 23,6 кгс/мм

Напряжения от изгиба в опасном сечении

ЗШ 1 32-1450

= .il.s = 548 кгс/см

Принимаем значения эффективного коэффициента концентрации kg = 1,65, масштабного фактора е = 0,88 и коэффициента упрочнения Р = 1,6 [88]. Так как = О, то величина коэффициента запаса по нормальным напряжениям а 1 2360

1,65

3,7.

1,6-0,88

Напряжение от кручения в опасном течении

т = т

16мкр 16-175 ,с г ,9 15=2тзл?1=6,5 кгс/см

Принимая т 1 = 0,58ст 1 = 0,58-23,6- = 13,7 кгс/мм; = 1,45; е = 0,77; = 0,1 и р = 1,6 найдем коэффициент запаса по касательным напряжениям

т-1

1370

ftTm

1,45

=-65.

16,5 + 0,1-16,5

рв 1,6-0,77

Общий коэффициент запаса прочности ПоПх 3,7-65

/я + я /3,7465

= 3,6.

Ведомый вал рассчитываем на выносливость в сечении, ослабленном шпонкой (диаметр вала = 28 мм; глубина паза t = А мм; ширина паза Ь = 8 мм). Так как здесь действует только крутящий момент, то п.

Полярный момент сопротивления в опасном сечении

р нетто

(dj - t) 3,14-2,8

0,8-0.4(2 8-0,4) зЭ см .

Составляющие напряжений от кручения

= 108 кгс/cmi

р нетто 2-3,97

Коэффициент запаса прочности

п =

1370

t Та + ФтТот

1,45

= 10-

1,6-0,77

108 + 0,1-108