毕业论文-自行车变速系统的设计

毕业设计说明书 自行车变速系统的设计 班级：学号： 姓名： 学院：软件学院 专业：软件工程 指导教师：李彦栋陈汝斌 2014 年 6 月 自行车变速系统的设计自行车变速系统的设计 摘要 自行车变速系统的作用就是通过改变链条和不同的前、 后大小的齿轮盘的配合来改 变车速快慢。前齿盘的大小和后齿盘的大小决定了自行车旋动脚蹬时的力度。前齿盘越 大，后齿盘越小时，脚蹬时越感到费力。前齿盘越小，后齿盘越大时，脚蹬时越感到轻 松。根据不同车手的能力，即可通过调整前、后齿盘的大小调整自行车的车速，或是应 对不同的路段、路况。 当转动变速器时，推手将作用于换挡变速器，换挡变速器的工作原理就是拨链器将 链条向里或向外推，由于齿轮的齿尖向链条方向翻出一定角度，当链条被推倒该齿尖接 触范围时，由于换挡变速器和后轮连接轴的张紧作用，将使得自行车链条转接到后轮后 链条不同的档位，实现不同的变速要求。前面的前链轮的换挡原理和后轮基本一致，只 是略有些不同而已。由次可以看出，两轮（脚踏轮和后链轮）的不同半径轮越多，可变 速档位也就越多。 关键词：自行车,换挡变速器,传动装置,拨链器 The design of bicycle transmission system Abstract The role of the bicycle transmission system is change the speed of thebicycle by changing the chain and the front and rear gear plate size . The size of the front and after chainring crankset determines the intensity of the bicycle pedal when rotating . The larger front chainring , The smaller behind chainring, more pedal feel effortless . The smaller front chainring , the bigger behind chainring , the more we feel relaxed when you pedal . Depending on the capabilities of different drivers , you can adjust the size of the chainring to respond to different sections of the road. When want to chang the speed , the diver will act on the turn transmission .The shift transmission works is put the chain inwards or outwards .Since the gear tooth tip pulls the chain direction,when the chain is pushed into the contact area of the tooth tip. Due to the shift transmission and the tensioning action of the rear connecting shaft,achieve that the different speed requirements. Shift principle in front of the front sprocket wheel is the same basically, just a little bit different. As can be seen from the second, more two (the rear sprocket and the foot whee) radius of the wheel type, the more classes gear position. Keywords：Bicycle, Shift transmission, Transmission Device,derailleur 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 页 共 页 目录 1引言.1 2自行车变速系统总体方案的论证.3 2.1各级传动比以及主要参数的确定.3 2.1.1概述.3 2.1.2各级传动齿数的确定.3 2.1.3链轮轴转速及功率的确定.3 2.2确定变速系统各零件的设计顺序.3 2.3运动计算的设计.3 3自行车链条的设计.4 3.1自行车链条的特点及主要的失效形式.4 3.1.1自行车链条的特点.4 3.1.2自行车链传动的主要失效形式有.4 3.2链条的各参数的确定.5 3.3确定零件材料及热处理工艺.5 4后拨链器的设计.6 4.1后拨链器的特点.6 4.2后拨链器材料的选用.6 4.3后拨链器的设计条件.6 4.3.1调速范围.6 4.3.2对应的飞轮各齿间间距.6 4.3.3变速性能.7 4.3.4弹簧和后拨链器的设计须满足的条件:.7 4.3.5后拨链器的整体的装配.7 4.4连接组的设计.7 4.4.1机构的设计.7 4.4.2导弹簧的设计.7 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 页 共 页 4.4.3调节螺栓设计及强度校核.10 4.4.4铆钉的设计.11 4.4.5螺栓的受力分析.12 4.4.6螺母的选用.13 4.5折片组的设计.13 4.5.1后座弹簧的设计.13 4.6导轮组的设计.15 4.6.1内外防尘板的设计.16 4.6.2导轮的设计.16 4.6.3导轮弹簧的设计.16 4.6.4飞轮的设计.18 5设计自行车变速系统的链轮和飞轮.19 5.1设计条件.19 5.2链轮的高速齿片和飞轮的低速齿片（27 齿）的设计.20 5.3飞轮的 25 齿片及齿槽的设计.22 6自行车的变速系统的安装及调整的方法.24 6.1后下叉的平行度（相当与车架的中心）.24 6.2一侧的外线固定座及外线长度.24 6.3后下叉长度和角度.24 6.4三片链轮与后叉头宽度的关系.24 6.5后拨链器导轮动程的调整.25 6.5.1后变速器在最小飞轮片的位置的调整.25 6.5.2后变速器在最大飞轮片的位置的调整.25 6.5.3整合安装及调整.25 6.6变速器安装位置.25 6.6.1导板动程的调整.25 6.7链条的长度及其安装.25 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 页 共 页 6.7.1链条的长度.25 7结论.26 参考文献.27 致谢.28 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 1 页 共 28 页 1引言引言 变速自行车是 20 世纪 80 年代开始流行起来的。多用铝合金制成车框架，最大限度 减轻车身重量，使骑行轻便、高速。山地自行车是变速自行车的一种。自 20 世纪 80 年 代开始流行。其特点是车身结实、车轮比普通自行车车轮宽，并且车胎花纹较深，减震 能力和稳定性很好。在 1902 年，英国史都梅-阿切尔公司在自行车后轮装上了变速 器，变速自行车出现了。变速自行车在自行车后轮毂内装置有一套不同规格的齿轮，自 行车行进时，通过变速排档可以把链条置于不同的齿轮上，从而改变车速，以适应不同 的路况和骑车人的体力 自行车变速系统的作用就是通过改变链条和不同的前、 后大小的齿轮盘的配合来改 变车速快慢。前齿盘的大小和后齿盘的大小决定了自行车旋动脚蹬时的力度。前齿盘越 大，后齿盘越小时，脚蹬时越感到费力。前齿盘越小，后齿盘越大时，脚蹬时越感到轻 松。根据不同车手的能力，即可通过调整前、后齿盘的大小调整自行车的车速，或是应 对不同的路段、路况。 自行车变速系统应包括飞轮、链轮、前拨链器、后拨链器四部分。飞轮一般包括三 级以上，最多可达九级。每级齿片的齿数不同，一般选用奇齿数，以便于变速的轻便和 快捷。链轮有单片、双片和三片之粉。链轮是主动轮，由骑行者通过曲柄旋转链轮产生 原动力，在链条的传动下，带动链轮。链轮齿和飞轮齿的齿数决定传动比。选择不同配 对的齿可以是骑行者根据路况以及自己体力选择不同的传动比，以达到骑行轻便的要 求。前拨链器（Front derailleur）由变速手柄（Shifting lever）拉动或放松钢绳来改变它 的行程，从而拨动链条来选择不同的链轮齿与其传动。后拨链器（Rear derailleur）也利 用变速手柄来调节它的行程，用以拨动链条不同的飞轮齿。因此自行车变速系统为骑行 者提供了良好的骑行环境。例如：链轮为三片链轮，飞轮为七级飞轮，则骑行者可选择 21 种不同传动比的传动类型。因此自行车变速系统是极其重要的。 我们在使用变速自行车时，遇到不同的路段，只需轻轻地调节车把上的按钮自行车 变速器就能改变速度，给骑车带来轻忪和愉快。自行车变速其实是通过调节牙盘与飞轮 的的齿轮比来实现的，其中还包含许多机械原理。自行车能够前进运动，是靠人用车踩 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 2 页 共 28 页 动脚蹬来提供动力， 驱动后轮转动产生摩擦力而形成。 而后轮的转动是通过链条把中轴、 后轴上的链轮飞齿轮相连带动，两轮每个齿与各链条间的孔对应，大齿轮转过一个齿， 齿轮也一定转过一个齿，绝不可能打滑。 新型变速自行车中，中轴链轮上有几个直径不同、齿数不同的齿盘，后轴飞轮有几 个直径、齿数不同的齿盘，选择不同齿数的齿轮，通过链条相连带动，后轮转动的快慢 就改变了，称为变速车。自行车飞轮以内螺纹旋拧固定在后轴的右端，与链轮保持同一 平面，并通过链条与链轮相连接，构成自行车的驱动系统。从结构上可分为单级飞轮和 多级飞轮两大类。单级飞轮又称为单链轮片飞轮，主要由外套、平挡和芯子、千斤、千 斤簧、垫圈、丝挡几钢球等零件组成。其单级飞轮工作原理：当向前踏动脚踏是，链条 带动飞轮向前转动，这时飞轮内齿和千斤相含，飞轮的转动力通过千斤传到芯子，芯子 带动后轴和后轮转动，自行车就前进了。多级飞轮是在单级飞轮的基础上，增加几片飞 轮片，与中轴上的链轮结合，组成各种不同的传递比，从而改变了自行车的速度。 山地车和公路赛车一般都有变速系统，可根据骑行的路况选择不同的挡位，使得骑 行者轻便、快捷。变速系统包括链轮、飞轮、前拨链器和后拨链器。在变速车系列中， 变速器无疑是它的灵魂，会直接影响其性能，甚至还会影响到骑行者的情绪。在国外优 秀的变速系统中，已告别了依赖于操作维修和技术的变速时代，实现了无论自行车变速 系统的设计及安装晴天还是雨天，无论平坦的柏油路还是崎岖的山路都简单、准确、安 稳地进行变速。拨链器中有 GS、SS 型号，在此基础上又可分为上拉式、下拉式和为 不同直径的五通管而设计的多种类型，从而满足了不同的消费者和厂商的要求。同时又 采用了非平行调速机构， 将过去变速器改为非平行圆弧移动， 使低速变速更加平稳顺畅。 这种机构彻底清除了过去强迫上链等勉强的操作，使变速工作实现了理想的轨迹。飞轮 经电脑辅助设计，更加地优化，实现了在最短的理想距离内变速，使原来换链时滑链、 拉链的现象消失了 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 3 页 共 28 页 2自行车变速系统总体方案的论证自行车变速系统总体方案的论证 2.1各级传动比以及主要参数的确定各级传动比以及主要参数的确定 2.1.1概述 根据骑行自行车时的变速要求，确定各级传动比，然后确定链轮和飞轮的齿数。根 据骑行时的平均功率，确定各部分的结构及参数。根据手柄每一档的固定行程，以及飞 轮的齿间距，确定后拨链器的工作行程。 2.1.2各级传动齿数的确定 根据中国自行车行业标准 15所规定的传动比的优先数， 选择三级链轮和七级飞轮的 结构，这就保证了共有 21 级调速范围。根据优先数：链轮各齿数为 28 齿、37 齿、43 齿；飞轮各齿数为 14 齿、15 齿、17 齿、19 齿、21 齿、23 齿、27 齿。 2.1.3链轮轴转速及功率的确定 链轮和飞轮的设计必须考虑到传动比和轴传递的功率。从而设计出不同齿数、不同 分度圆直径的齿片，从而使变速性能达到最优化。同时最重要的是确定齿片的间隙，这 必须等于拨链器的行程。 链轮轴的平均转速为 378r/min，链轮的最大功率根据骑行的最大载重以及脚到中心 轴的距离确定为：链轮轴的功率为 P=180W。 2.2确定变速系统各零件的设计顺序确定变速系统各零件的设计顺序 一般按：链条-后拨链器-飞轮-链轮-前拨链器。 2.3运动计算的设计运动计算的设计 1.运动的传动比计算和飞轮各级齿的设计。 2.弹簧飞轮的链轮齿片的验算，校合。 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 4 页 共 28 页 3自行车链条的设计自行车链条的设计 3.1自行车链条的特点及主要的失效形式自行车链条的特点及主要的失效形式 3.1.1自行车链条的特点 自行车链传动属于滚子链中的单排链,具有中间挠性体的啮合运动，由装在平行轴 上的主，从动链轮和绕在链轮上的环形链条所组成，通过链与链轮的啮合来传递运动和 动力。链传动是一种广泛应用的机械传动形式，通常使用于轴距较大的场合。 链传动同时兼有带传动和啮合传动的特点。与单纯的带传动相比，链传动不存在弹 性滑动和打滑现象，能够保持准确的平均传动比；链传动结构尺寸比较紧凑，而且不需 要很大的初拉力，作用于轴上的载荷较小；链传动传动能力较大，且传动效率高（可达 95%以上） 。 而与单纯的啮合传动相比， 链传动又具有明显的吸收和缓冲震动的传动效果； 其结果相对简单， 安装精度要求较低， 制造成本相对低廉； 容易实现较大中心距的传动。 链传动具有传动功率大，传动中心距大，结构简单，制造和使用精度要求不高，成 本低等突出优点，能够在高温，多尘，油污等恶劣环境中工作。同时也存在瞬时传动比 不恒定，传动中产生冲击和噪声，高速传动平稳性较差，只能使用于平行轴间传动等缺 点，不宜使用于高速和载荷变化较大等场合。一般情况下链传动适用于传递功率 P=100kw,链速 v=15m/s,传动比 i9mm,取 D2=12、11、10mm 3)初算弹簧丝直径 dd=D2/C 4)计算曲度系数 KK= 44 14 C C + C 165. 0 8 表 4.1 计算结果参数表 计算结果 C6789 D212111012 d21.61.251.33 K1.251.211.191.17 B1600180017002000 720810765900 d0.700.781.121.2 5)计算弹簧丝许用切应力 =0.45b8 6)计算弹簧丝直径 d1.6max/KCF 8 因方案 1、2 中 d 与 d相差很多，故予舍弃。 3.计算弹簧圈数和弹簧自由高度 1）工作圈数 n=GDmax/18RFmaxC 38 G 取 80000，D 取 12mm,max=35mm,C=8、9 当 C=8 时 n=23.423, 当 C=9 时 n=11.211 2)节距 t=1.2 3)自由高度 H0nt+2D-2d 当 C=8 时,H0=49.2;当 C=9 时, H0=34.8 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 9 页 共 28 页 因为方案 3 中的 H0=49.2 大于 34.5,故予舍弃。 4.几何参数和结构尺寸的确定 弹簧外径 D=D2+d=12+1.2=13.2mm 弹簧内径 D1=D2-d=12-1.2=10.8mm 弹簧丝展开长度 L=d2n1/COS8=3.14161211/COS5=416mm 5.疲劳强度的校核 最大循环工作应力：max= 3 28 d KD Fmax8 = 23. 11416. 3 1217. 18 28.7 =593.8N min= 3 28 d KD Fmin 8 其中 Fmin=0.2Fmax+F0 =0.2Fmax+Fmin/3 =0.2Fmax+ 8 . 03 max F =0.228.7+28.7/2.4 =17.7N min= 2 . 1 3 1416. 3 1217. 18 17.7 =366N 疲劳强度安全系数：S= max min75. 00 8 其中0 查表 16-8 为 0.45b900 S= 8 .593 36675. 0900 =1.516 取S=1.4SS故可行。 极限载荷：Flim=Fmax/0.8=35.88N8 安装载荷：Fmin=0.2Fmax8=0.228.7=5.74+17.7=23.44 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 10 页 共 28 页 弹簧钢度：Cs=Gd/(8c 3n)8=800001.2/（89311） =1.496N/mm 安装变形量：min=Fmin/Cs8=23.44/1.496=10.67mm 最大变形量：max=Fmax/Cs8=28.7/1.496=19.2mm 极限变形量：lim= Flim/Cs8=35.88/1.496=24mm 4.4.3调节螺栓设计及强度校核 设计条件：调节螺栓的作用：通过旋进或旋出改变紧绳螺栓之间的松紧程度。从而 达到改变行程的目的。 因为该螺栓仅受到导弹簧的拉力，方向近似为轴向，初步取 d=M5，公称长度根据 BM 来定，取 l=12mm,材料选用 45 钢，性能等级为 33 级，表面处理为镀锌钝化。 1对 d2 P R 4 80.65 1034 1539 4.8mm 查机械设计手册1表 14-13 取P=10，取 d2=5mm =H/ d2 8=3, M=d2 8=53=15 轴向力 F 取 1539N，根据 BM 的结构取 H=15， 取 0.65 2内螺纹的强度校核 = Dbz F 8= 5 . 737. 074. 0514. 7 1539 47.7=0.6 =0.6360=216MPa 查机械设计手册3GB196-81 取 P=0.5，则 b=0.74p8=0.740.5=0.37mm 查常用金属材料手册16s=600MPa, =360MPa 故满足强度校核 3螺杆螺纹强度校核 ca= 2 3 1 2 2 1 ) 2 . 0 (3) 4 d T d F （8 即 2 2 2 2 52 . 0 1539 3 514. 3 15394 ）（）（ =185360MPa 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 11 页 共 28 页 T=T2=0.2Fd8=0.215395=1539 满足强度校核，选用 M5 材料为 45 钢的滚花高头紧定螺钉 4.4.4铆钉的设计 设计条件： 该铆钉连接 hink 与 BM、 PM， 中间有拉弹簧联结。 拉弹簧的 D=13.6mm， 该弹簧须装在 hink 内。铆钉的长度为 9mm,Mlim=28.740=1148Nmm,设计铆钉的类型 及参数。 1选择铆钉的类型、材料、表面处理 根据机械设计手册6第三章，铆钉材料必须具有高的塑性和不可淬性。考虑到 铆钉承载的性质，选用碳素钢 Q235-A，退火处理。铆钉为平锥头铆钉。 2铆钉结构参数选择 查表 21.8-1，得 l=25mm，=29mm，取 d=3.6mm,铆钉的距离 t=11d40mm,边 距由 hink 与 BM 和 PM 的结构及受力情况确定。 3铆钉联接的强度计算 假设 1）联接的横向力 Flim=28.70.01N 通铆钉组型心，每一个铆钉交力均等；2） 铆钉不受弯矩作用； 3） 被铆件结合面的摩擦力忽略不计； 4） 被铆件危险剖面上的拉 （压） 应力、铆钉的剪应力、工作结合面上的挤压应力都是均匀分布的。 最大载荷= 22 2 2 1 max im llll Ml 8= 230 301148 2 =19.1N 最大应力= A Fmax = 2 max d F 8= 2 3 6 . 314. 3 101 .19 =0.47MPa 查表 21.8-7 得=115MPa 铆钉受变载荷=10%=11.5MPa =4.7MPa=11.5MPa 该铆钉满足强度校核 4确定标准铆件的其他参数 根据 GB868-688，r=0.3,k=1.5mm,dk=2.5mm,r1=1mm,公称直径 d=3.5mm,公称长度 l=25mm,材料为 Q235-A，经过退火处理的平头铆钉。 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 12 页 共 28 页 4.4.5螺栓的受力分析 1.将绳子的拉力 FR向结合面平移，附加翻转力矩 M 1)横向载荷力 F R=50N 2)翻转力矩 M=3mm50N=150Nmm 该螺栓组联接受翻转力矩和横向载荷联合作用。 2螺栓的工作载荷 1）螺栓所受的横向载荷 F=F R=50N 按结合面 m=1， 查表 14-41取 f=0.15 防滑系数 k s取 1.1， 则单个螺栓的预紧力 F0 mf Fks 8= 15. 01 501 . 1 =110N 2）翻转力矩 M 引起的螺栓载荷 在翻转力矩 M 的作用下，螺栓所受拉力 F=M/Z8=150/3=50N 3）螺栓所受轴向总拉力 F，查表 14-113取 k c =0.25 F=F0+ k c F8=1100.2550=22.5N 3强度计算 1)计算许用拉应力 选 4.8 级螺栓,查表 14-7,3=340MPa,考虑严格控制与紧力，S=1.4 =3/S8=340/1.4=242.9MPa 2)计算螺栓直径： d1 14. 3100 5 .1223 . 14 2.42mm 取 M=5mm 4校核接合面上的挤压应力 总的要求：上端接合面间不出现缝隙，下端接合面不被压溃。 1）计算结合面面积 A 和抗弯截面系数 W 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 13 页 共 28 页 A=bb=55=25mm 2 W=M/b 8=150Nmm 2)接合面下端不压溃 由表 14-5 查出许用挤压应力8 p=0.8s=0.8340=272MPa p max= A ZF0 + W M 8 = 25 1101 + 750 150 =4.6MPa0 故满足要求 因此取 M5 的六角头螺栓（GB5781-86） ，查机械设计手册 ，选择其余参数 da=5mmds=5.2mm,e=10mm, k=3.5mm,r=0.2s=8mml=12mm 材料为 45 钢，镀锌钝化，公差等级为 C，螺纹公差 6g 标记：螺纹规格 d=M5,公称长度 l=16mm,C 级六角头螺栓 性能等级 48 级，螺栓 GB5781-86M616经过镀锌钝化 4.4.6螺母的选用 根据 d=M5,选用型六角螺母-C 级（GB41-86） 参数为：dw=7,e=9.2m=5s=8 标记：螺纹规格 D=M5 性能等级为 45 级，表面镀锌钝化 C 级的型六角螺母， GB41-86 M5，螺纹公差 7H 4.5折片组的设计折片组的设计 折片组中连接扭簧，折片组由折片、定位螺母、后座轴、后座、后座扭簧等零件组 成。其中，折片连接在后叉头处。 4.5.1后座弹簧的设计 设计条件：设计扭转弹簧。已知该弹簧用于受力平稳的机构中，预加扭矩 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 14 页 共 28 页 T1=129Nm，工作转矩 T2=238Nm，工作时扭转角=2-1=48，按工作要求自 由扭转角为 130，工作周期小于 10 4 。 1.选择材料及许用应力 由该弹簧工作周期小于 10 4 ，故属于类载荷弹簧，选用碳素弹簧钢丝组。其弹 性模量 E=202GPa,在钢丝直径未确定前，按表 30.2-58暂定材料的抗拉极限强度 b=1780MPa,其许用弯曲应力bp=0.5b=890MPa。 2.求弹簧钢丝直径 为使结构紧凑选取 c=6,由计算得到 k1= 44 14 c c 8= 464 164 =1.15 按式 30.2-18 得到 d3 232 bp kT 8=3 89014. 3 15. 123832 =1.56 取 d=1.7 查表 30.2-5 得钢丝的抗拉极限强度 b =1765MPa,与原得值相近，是合适的。弹簧中 径 D2=cd=61.7=10.2mm 3.求弹簧有效圈数 当弹簧承受的转矩增加 T=T2-T1=238-129=109Nmm 时，弹簧的扭转角增加= 2-1=48代入式 30.2-19 n= TD Ed 2 4 3667 8= 1092 .103667 10487 . 1202 34 =9.8 考虑到工作臂上的变形，取有效圈数为 9 圈。 弹簧钢度由式 30.2-17 计算 k= nD Ed 2 4 3667 8= 192 .103667 7 . 110202 43 =2.37MPa 4.求实际扭转角和转矩 最大工作扭转角：2=T2/k8=238/2.37100 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 15 页 共 28 页 最小工作扭转角：1=2-=52 安装扭矩（最小工作扭矩）T1=k18=2.3752=123.2Nmm 工作极限转矩： 对于 d=1.7 的组钢丝，其抗拉强度b=1765MPa，按lim=1412MPa,由式 30.2-15 得 Tlim=d 3 lim/(32k1) 8 =17 31412/（321.15） =592Nmm 工作极限扭转角：lim=Tlim/k8=59.2/2.37=249.8 5.求其余尺寸参数 工作极限转矩的弹簧内径和芯轴直径 按式 30.2-20 弹簧内径 D1= 360lim/6 2 n nD -d8=10.219/（9+249.8/360）-d=8.8mm B 轴长径应小于 D1，取 8mm 节矩：取间距=0.5m节矩 P=d+8=1.7+0.5=2.2mm 自由长度：H0=np+d8=192.2+1.7=43.5mm 螺旋角：=arctg 2 D p 8=arctg 2 .1014. 3 2 . 2 =arctg0.0694 展开长度：L= 6cos 2n D +s8= 4cos 192 .10 +9618mm 其中 S 为工作臂长度 选择合适的轴作为弹簧轴外，还利用 E 形片紧固折片和后座。在后座的耳形，接有 限位螺钉，以保证在高位时导轮位于 14 齿的正下方，在低位时位于 27 齿的正下方。 4.6导轮组的设计导轮组的设计 导轮和张紧轮间距的设计，必须保证当链轮位于最大齿，飞轮位于最大齿时，导轮 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 16 页 共 28 页 与飞轮齿的间距最小。同时当链轮和飞轮均为高速时，导轮和张紧轮的中心线垂直于地 面。 4.6.1内外防尘板的设计 因为防尘板除了有防尘的作用外，还起着连接导轮轴，必须考虑到在变速的过程中 不能与链条发生干涉，以免出现摩擦声，影响其寿命。因此宜选用冷压钢材 ZQ235，结 构设计应小巧，美观。 4.6.2导轮的设计 导轮和张紧轮宜选用 13 齿，因为它们承载不大，采用塑件代替钢型材料。齿形的 设计宜采用“三弧线一直线”的结构。 4.6.3导轮弹簧的设计 设计条件：设计扭转弹簧。已知该弹簧用于受力平稳的机构中，预加扭矩 T1=65.6Nm，工作转矩 T2=114.8Nm,工作时扭转角=2-1=80，按工作要求自 由扭转角大于 120，工作周期小于 10 4 。 1.选择材料及许用应力 由于工作条件属于类载荷弹簧，选用碳素弹簧钢丝类。其弹性强度 E=202GPa, 在弹簧钢丝直径未确定之前，按表 30.2-56暂定材料的抗拉极限强度b=1820MPa,其许 用弯曲应力bp=0.5b=0.51820=910MPa。 2.求弹簧钢丝直径 为使尺寸紧凑，选取旋绕比 c=6，由计算可知 k1= 44 14 c c 8= 464 164 =1.15 按式 30.2-18 得到 d3 232 bp kT 8=3 91014. 3 15. 18 .11432 1.12 取 d=1.3 查表 30.2-56得钢丝的抗拉极限强度 b =1863MPa,与原得值相近，是合适的。弹簧 中径 D2=cd=61.3=7.8mm 3.求弹簧有效圈数 中北大学 2014 届毕业设计说明书 第 17 页 共 28 页 当弹簧承受的转矩增加 T=T2-T1=114.8-65.6=49.2N mm 时， 弹簧的扭转角增加= 2-1=80代入式 30.2-194 n= TD Ed 2 4 3667 8= 2 .498 . 73667 10803 . 1202 34 16.21 考虑到工作臂上的变形，取有效圈数为 16 圈。 弹簧钢度由式 30.2-17 计算 k= nD Ed 2 4 3667 8= 168 . 73667 3 . 110202 43 =1.26MPa 4.求实际扭转角和转矩 最大工作扭转角：2=T2/k8=114.8/1.2691 最小工作扭转角：1=2-8=91-80=11 安装扭矩（最小工作扭矩）T1=k18=1.2611=13.86Nmm 工作极限转矩： 对于 d=1.3 的组钢丝，其抗拉强度b=1863MPa，按lim=0.8b=1490.4MPa,由 式 30.2-15 得 Tlim=d 3 lim/(32k1) 8 =13 31490.4/（321.15） =279Nmm 工作极限扭转角：lim=Tlim/k8=279/126=220 5.求其余尺寸参数 工作极限转矩的弹簧内径和芯轴直