苏州大学本科生毕业设计（论文）

(三)张紧轮的设计

为了避免链条在垂度过大时产生啮合不良，同时为了增加链条与链轮的啮合包角，常对链传动进行张紧。张紧的方法很多，当链传动的中心距可以调整时，可通过调节中心距来控制张紧程度。当中心距不能调整时，可设置张紧轮或在链条磨损变长后从中取掉一、二个链节。

在这里设计张紧轮进行张紧。张紧轮一般紧压在松边靠近小链轮处，张紧轮可以是链轮也可以是无齿的滚轮。其直径略小于小链轮直径。本设计采用比较简单的无齿滚轮作为张紧轮，并通过弹簧进行自动张紧。其作用原理是先将此张紧轮固定在机架上适当的位置，链条从两张紧轮之间穿过，由于扭转弹簧的作用即可将链条张紧。 张紧轮的结构如图3-3所示

图3-3

第3.2节 摩擦式联轴器的设计

此处所用摩擦式联轴器即为摩擦离合器，机械式摩擦离合器靠主、从动部分的结合件间的摩擦力传递转矩。有片式、圆锥式、块式、鼓式、涨圈式等形式。片式摩擦离合器的优点是转矩大时可采用多片，应用广泛，这里我们选用片式（如图3-4所示）。

图3-4

1.选择摩擦副材料：

内外摩擦盘采用45钢

摩擦片采用摩擦系数较大的石棉基摩擦材料，厚度为h?3?0.12

?0.82.根据结构确定摩擦片内径D2?1300，外径D1?2000?1

3.求平均速度

V0?

?D0n 60?100016

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式中：n——离合器所在轴的转速。

代入数据算得

V0?4.73?10?3m/s

4.求计算转矩Tc

Tc?ST KmKv式中：T——离合器所在运转中传递的最大工作转矩,经计算为131Nm； S——离合器安全系数，这里取2； Km——离合器接合频率系数，取1； Kv——滑动速度系数，取1.5。

代入数据算得计算转矩

Tc?174.7N?mm

5.求摩擦副数

Z?1600Tc 22?f[p](D1?D2)?D1?D2?Kz式中：f——摩擦系数，取为0.3；

[p] ——摩擦副许用压强，取为0.25MPa；

Kz——摩擦副个数系数，取为1。 代入数据算得

Z?1600?174.7

3.14?0.3?0.25?(130?200)(2002?1302)=1.56

所以摩擦副数量至少为2，但经过后面的验算发现摩擦副数太少使摩擦面上的压力很大，会造成相关零件尺寸很大，影响设计。在此将主、从动片数均设计为3，即摩擦副数为5。

6.散热计算

一般只对接合频繁的离合器进行散热计算，由于本设计中的离合器没有频繁接合，故不进行散热计算。

设计的离合器模型如图3-5：

图3-5

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第3.3节 花键的设计

（一）花键的尺寸设计

摩擦离合器内摩擦盘安装在轴上要求可以有轴向的移动，选择花键连接方式。 1.花键形式的选择：花键有矩形花键和渐开线花键:矩形花键的对中性、导向性好，定心精度高，定心稳定性好。能用磨削的方法获得较高的精度，加工方便，应用广泛。渐开线花键：工艺性好，易于定心，适用于载荷较大定心精度要求较高及轴径尺寸较大的联接。在这里选择应用普遍、加工方便的矩形花键，如图3-6所示。并选择轻系列。

2．花键规格的确定：根据轴的尺寸确定其规格为：

N×d×D×B=8×36×42×7

图3-6 3.花键精度为：外花键8×36f7×40a11×7d10 内花键8×36H7×40H10×7H9

形位公差为：花键的工作面有位置度和对称度要求，标注如图3-7：

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键均布

图3-7

（二）花键联结强度计算

花键的主要失效形式是工作面被压溃（静联结）或工作面过度磨损（动联结）。因此，静联结通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动联结则按工作面上的压力进行条件性的计算。

在此定张力机构中，花键工作面之间是有相对滑动的，但是其相对滑动速度非常小，而且滑动的距离也很小。在进行校核是仍把它看作静连接。 花键静联结的强度条件为

2T?103 ?p????p????zhldm式中：? ——载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，一般取??0.7~0.8，齿数多时取

偏小值；本设计中齿数为8不多，取??0.8；

z ——花键的齿数；z?8；

l ——齿的工作长度，单位为mm；本设计中l?24； h ——花键齿侧面的工作高度，对于矩形花键h?D?d?2C，此处D为花键的大 2径，d为花键的小径，C为倒角尺寸，单位为mm；本设计中h?1.4mm；

dm ——花键的平均直径，对于矩形花键dm?D?d；dm?38mm； 2 [?p]——花键链接的许用挤压应力，单位为MPa，查表得花键在使用和制造情况良

好齿面经热处理时其许用挤压应力可达[?p]?120MPa；

代入数据进行计算得：

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