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陕西理工大学毕业设计
由于前面确定使用链轮减速器，故在此对链轮和链条的参数进行确定。由《机械设计手册》可知，滚子链和链轮啮合的基本参数是节距，滚子外径和内链节内宽，并且所有的元件都需要进行热处理，以提高其强度、耐磨性、抗冲击性，考虑我国链条的生产历史现状，以及世
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界上许多国家的链节距都是采用英制单位，我国主要使用的A系列滚子链传动的设计。因此本次设计也采用A系列链传动进行设计。
齿形链在工作时没有噪声，传动更平稳，承受冲击性能好，但齿形链比滚子结构复杂，难于
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制造，价格较高,故本次设计确定为设计一个滚子链。要求链轮轮齿要具有足够的耐磨性和强度，由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮多，所受的冲击也大，故小链轮应采用更好地制造材料，滚子链是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板组成，内链板和套筒之间，外链板与销轴之间为过盈配合，滚子与套筒之间、套筒与销轴之间为间隙配合，当内外链板相对挠曲时，套筒可绕销轴自由转动，滚子是活套在套筒上的，工作时，滚子链沿链轮齿廓滚动，
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这样就可以减轻齿廓的磨损。链的磨损主要发生在销轴和套筒的接触面上，因此，内外链板至少应该留有间隙，以便润滑油渗入销轴和套筒的摩擦面之间，链板一般为8字形，以使它的各个很截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减少了链的质量以及运动时的惯性力，当传递大功率时，可采用双排链或多排链，故本次设计采用单排链，链的寿命取决于材料和热
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处理方法，故所有链的组成原件均需采用热处理。 3.6.1链传动的设计计算
取链传动的传动比i=2.2,主动轮n?69.96r/min. 齿数的选择：取小链轮的齿数Z1?10,则大链轮的齿数
Z2?Z1?i?22
(1)确定计算功率.KA?1.0
查工况系数表知,查主动链轮齿数系数KZ?1.3，单排链则
?3?101.01.364.7=84.11W （3.5） ??P?K?K?P?caAZ(2)选择链条型号和节距.
根据Pca=84.11W，n=69.96r/min和Pca?PC,查表滚子链规格和主要参数表可选08A号链条，链条节距P=12.7mm.
计算链节数和中心距. 初选中心距
a0=（30-50)P=381mm-635mm,相应的链长节数为
a0Z1?Z2Z?Z12P=96.29mm， （3.6） ??(2)?p22?a0LP0?2取链长节数LP?97mm.查链传动布置表，采用线性插值法计算得到中心距f1?0.245，最大中心距为
amax?f1p2Lp??Z1?Z2?=624.84mm. （3.7）
计算链速V.
V?n1Z1P69.96?10?12.7??0.2m， （3.8) s60?100060?1000??由V=0.2m/s和08A，所以本链条应采用滴油润滑。
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计算压轴力FP.
Fe?1000p?3200N, （3.9） v压轴力系数KFP?1.05,FP=1.05?3200=3360N
(7) 链条型号为08A-1，链轮齿数Z1=10,Z2=22,链节数LP=97,中心距a=500mm. 小链轮参数:dZ1?Psin(18?)=41mm , da?d?1.25p?d1=55mm （3.11）
df?41-2=39mm , bf1?0.93?7.85=7.3mm,
ba?0.13p=1.651mm , （3.12）
rx=p=13 （3.13）
d180?g?pcotz?104h2?0.76?25.77 大链轮参数：d12.7Z2?()?90mm，sin(180? 22)da?d?1.25p?d1=104mm
df?90-2=88mm, bf1?0.93?7.85=7.3mm, ba?0.13p=1.651mm,
rx=p=13
dg?pcot180?22-104?12.07-0.76?74.36mm
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3.10）
3.14）
（（陕西理工大学毕业设计
图3.11 大链轮示廓图
3.6.2 敲击弹簧的设计计算
弹簧在各种机械中应用十分广泛，主要用于：控制机构的运动，例如离合器中的控制弹簧，减震和缓冲，像汽车的弹簧，储存和输出能量，像枪的扳机，测量力的大小，像弹簧测力计[15]
。按照承受的载荷又可以分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧，而按弹簧的形
[15]
状的不同，又可以分为螺旋弹簧，环形弹簧，蝶形弹簧，板簧，平面涡卷弹簧等等。
[15]
为了满足结构设计以及实现机构功能，特设计如下图所示带钩的拉伸弹簧。
图3.12 带钩拉伸弹簧
1.敲击弹簧的设计
(1).根据工作条件选择材料和许用应力。现选用碳素弹簧丝SL型，在此处取敲击头的
重量为0.5kg,由于敲击盘旋转时主要受到离心力的作用，知最大敲击力
F?4M?2n2R0.5?4?2?16?0.256=103N, （3.15）
从弹簧材料及其许用应力表知，
?T??0.8?0.5??B=564MPa,
R敲击半径?R敲击盘?L敲击头2?H0??x
（H0为弹簧的自由长度，?x为受到离心力时的伸长量），在此处设计R=127+40+H0 第 19 页 共 28 页
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+?x=256mm
（2).现选取弹簧的旋绕比C=6，则由
K?4C?10.615=1.25, （3.16）
?4C?4C根据公式可得d/?1.6F2KC=1.87mm，所以在此处取d=2mm.查?b=1540MPa，重新计
?T??T?=548MPa
取D=14mm,C=20=10,计算得K=1.1448，与原估值相近，根据GB/T1358-2009,取2d=2mm,D=14mm (3)根据刚度计算弹簧圈数n. Gd4=18.5 （3.17） n?8D3KF,此kF?F2?F1时弹簧的刚度KF=3.11N
m?2??1(4)验算
弹簧的初拉力F0?F1?K1?1=18.8N, （3.18）
8F0D=119MPa, （3.19） ?d3按照弹簧初应力选择表可知C=6时，推荐值为60到145MPa,所以此应力值合适。 初应力?0?k极限工作应力?lim?0.56?B=862.4MPa,
极限工作载荷F=161.7N,抗弯扭系数b=3.6,节距P=2mm螺旋角
??arctanp=2.604° ?d最后根据GB/T2087-2001中选择与计算接近的弹簧为
d=2mm,D=14mm,n=18.5,H0=51mm
3.6.3翻转机构弹簧设计
(1)考虑到下半部分机架和轮子的重量，取一半重量为10kg,平均每个弹簧的工作应力为
F?10?10=50N, 2?14?最小伸缩量应大于轮子半径值，还是选用SL型碳素弹簧丝，从弹簧材料及其许用应力表
查?B?1600MPa， ?T?=0.8?0.5?1600=640MPa (2)根据强度条件计算簧丝直径，现选取旋绕比C=7，由
K?4C?10.615?4C?4C
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