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
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
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)
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)
6.7.1 链条的长度 (25)
7 结论 (26)
参考文献 (27)
致谢 (28)
1 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
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
2 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
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
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
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。
3 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
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i<=7的工况。
3.1.2 自行车链传动的主要失效形式有：
(1)链板疲劳破坏链在松边拉力和紧边拉力的反复作用下，经过一定的循环次数，链板会发生疲劳破坏。正常润滑条件下，链板疲劳强度是限定链传动承载能力的主要因素。
(2)滚子、套筒的冲击疲劳破坏链传动的啮入冲击首先由滚子和套筒承受。在反复多次的冲击下，经过一定循环次数，滚子、套筒可能会发生冲击疲劳破坏。这种失效形式多发生于中、高速闭式链传动中。
(3)销轴与套筒的胶合润滑不当或速度过高时，销轴和套筒的工作表面会发生胶合。胶合限定了链传动的极限转速。
(4)链条铰链磨损铰链磨损后链节变长，容易引起跳齿或脱链。开式传动、环境条件恶劣或润滑密封不良时，极易引起铰链磨损，从而急剧降低链条的使用寿命。
(5)过载拉断这种拉断常发生于低速重载的传动中。
3.2 链条的各参数的确定：
根据QB/T 1716-93 选择自行车链条1/233/32，QB/T 1716-93（因链条必须符合变速要求）
参数为P=12.7mm,b2≤8.2mm,b1≥2.4mm,d1=Φ7.8mm, 根据P=12.7mm,内链节内宽不小于 2.4mm。查《机械设计手册》[6]，对应有：b1=2.38mm,b2=8.2mm,d1=7.8mm d2=3.66mm,h2=9.91mm。
3.3 确定零件材料及热处理工艺：
表 3.1 零件热处理工艺表
零件名材料热处理工艺
销轴45钢淬火+回火
外片低碳钢盘条淬火+回火
滚子45钢渗碳+淬火+回火
内片45钢渗碳+淬火+回火
4 后拨链器的设计
4.1 后拨链器的特点
拨链器是改变链条在多级链轮或多级飞轮上的位置,使之获得不同的传动比的机构。拨链器同样分为前拨链器和后拨链器。
后拨链器是改变链条在多级飞轮上位置的机构。它要求能调速快捷，顺畅，没有噪音。一般地讲，后拨链器可分为高速定位式和低速定位式及其它。（注：固定在自行车的钢绳处于松弛状态，即拨链器扭簧复位时拨链器的变速位置位于最低速齿片的称低速定位式。反之为高速定位式；其它的为无变速弹簧，复位是无特定位置的拨链器）后拨链器一般分为三个部分：（一）连接组：由外连接板和内连接板组成，内有导弹簧以保证以保证复位及保证具有稳定的行程。外连接板上有低位限块及联结紧绳螺栓用的通孔。内连接板连接有高位限快。连接组是后拨链器中极为重要的部分，关系到能否提供稳定，精确的行程，具有良好的变速性能的要求。（二）折片组：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。（三）导轮组：导轮组是利用扭簧、张紧轮、导轮、内外导板、下座轴、下座扭簧等组成，主要利用扭簧和导轮来保证链条不发生掉链的现象。
4.2 后拨链器材料的选用
为保证产品的质量，同时考虑到节约成本的要求，在不承载力或不承载弹簧拉力的一些零件宜采用塑件材料，在一些零件表面复杂的零件，也宜采用以尼龙为主的塑料材料。对于内连接板和外连接板，选用以冷压钢材为主的材料，选用ZQ235。对于弹簧，选用65Mn钢。
4.3 后拨链器的设计条件
4.3.1 调速范围：7速
高位时（初位），导轮中心线在14齿的正下方。
低位时（高位），导轮中心线在27齿的正下方。
4.3.2 对应的飞轮各齿间间距：
根据多年来的设计开发经验，飞轮各齿间的间距已确定。其中7-6间距为3.43mm；6-5间距为3.33mm；5-4间距为3.23mm；4-3间距为3.23mm；3-2间距为3.2mm；2-1
间距为4.0mm。这就要求后拨链器的行程也与之相等，以保证精确的调速。
4.3.3 变速性能：
(1)链轮静止调速时，在链轮转动270°以内，调速完成。
(2)链轮转动调速时, 在链轮转动180°以内，调速完成。
4.3.4 弹簧和后拨链器的设计须满足的条件:
1.弹簧需满足：
(1)导弹簧:工作30000次以上。
(2)前后扭簧:30000以上[6]。
2.后拨链器在任何变速情况下都不能与辐条，链条发生碰撞。在可能的情况下，尽量使导轮到飞轮齿的间隙最小，以便于变速更顺畅。
在设计内外防尘板时，应保证链条与其不发生摩擦，同时考虑小巧的特点。
4.3.5 后拨链器的整体的装配
须考虑每个零件的尺寸，不可发生干扰。同时还要考虑后座轴及前座轴的强度是否足够，通过结构的设计使得产品满足外表美观的要求。特别注意的是通过实验，对弹簧，铆钉，螺栓进行耐久力和强度实验。使产品满足客户的要求。
4.4 连接组的设计
4.4.1 机构的设计
内外连接组的长度和宽度直接决定后变速器每个档位的行程，它在每个档位的行程必须等于飞轮的相应齿片间的距离，同时也等于变速手柄在每个档位的行程乘以钢线的行程效率。根据各级齿片的间隙以及变速手柄的有效行程，在CAD上完成连接组的机构设计。考虑到整个后拨链器的游隙度应尽量小，所以连接组的宽度应在满足导弹簧的装配的情况下保持最小。
4.4.2 导弹簧的设计（该设计的方法及所有的公式均引用于《机械设计手册》[1][3][6]）
设计条件：设计一圆柱形拉伸弹簧，载荷平稳，要求Fmax=28.7±0.01N，
λmax=35mm,弹簧总的工作数10000次，外径D≤15mm,长度H0≤45mm。
1.选择材料：由弹簧的工作条件可知，对材料无特殊要求，现选用B组碳素弹簧钢丝。因弹簧工作数等于10000次，故［τ］=0.45σb
2.计算弹簧丝直径d:
1)选择旋转比C,取C=6、7、8、9
2)估D2′按D ≤15mm,D1>9mm,取D2′=12、11、10mm
3)初算弹簧丝直径d ′ d ′=D2′/C
4)计算曲度系数K K=4
414--C C +C 165.0[8] 表 4.1 计算结果参数表 计算结果
C
6 7 8 9 D2′
12 11 10 12 d ′
2 1.6 1.25 1.3
3 K
1.25 1.21 1.19 1.17 σB
1600 1800 1700 2000 ［τ］
720 810 765 900 d 0.70 0.78 1.12 1.2
5)计算弹簧丝许用切应力
［τ］=0.45σb [8]
6)计算弹簧丝直径
d ≥1.6［τ］
max/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=GD λmax/18RFmax C 3[8]
G 取80000，D 取12mm,λmax=35mm,C=8、9
当C=8时n=23.4≈23, 当C=9时n=11.2≈11
2)节距t=1.2
3)自由高度
H0≈nt+ξ23D-23d
当C=8时,H0=49.2;当C=9时, H0=34.8
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=πd2n1/COS α[8]=3.1416312311/COS5°=416mm
5.疲劳强度的校核
最大循环工作应力：τmax=32
8d KD πFmax [8]
=23.11416.312
17.18???328.7
=593.8N
τmin=32
8d KD πFmin [8]
其中 Fmin=0.23Fmax+F0
=0.23Fmax+Fmin/3
=0.23Fmax+8.03max
?F
=0.2328.7+28.7/2.4
=17.7N
∴τmin=2.131416.312
17.18???317.7
=366N
疲劳强度安全系数：S=max min 75.00τττ+[8]
其中τ0查表16-8为0.45σb900
S=8.593366
75.0900?+
=1.516
取［S ］=1.4 S ≥［S ］故可行。
极限载荷：Flim=Fmax/0.8=35.88N [8]
安装载荷：Fmin=0.2Fmax [8]=0.2328.7=5.74+17.7=23.44
弹簧钢度：Cs=Gd/(8c 3n) [8]=8000031.2/（8393311）
=1.496N/mm
安装变形量：λmin=Fmin/Cs [8]=23.44/1.496=10.67mm
最大变形量：λmax=Fmax/Cs [8]=28.7/1.496=19.2mm
极限变形量：λlim= Flim/Cs [8]=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d 2≥ζ］
ψ［P R 4[8]＝0.6510341539??≈4.8mm 查《机械设计手册》[1]表14-13取［P ］=10，∴取d 2=5mm
υ=H/ d 2[8]=3, M=υd 2[8]=533=15
轴向力F 取1539N ，根据BM 的结构取H=15， ζ取0.65
2．内螺纹的强度校核
τ=Dbz
F π[8]=5.737.074.0514.71539????47.7≤［τ］=0.6［σ］ =0.63360=216MPa
查《机械设计手册》[3]GB196-81取P=0.5，则b=0.74p [8]=0.7430.5=0.37mm
查《常用金属材料手册》[16]σs =600MPa, ［σ］=360MPa
故满足强度校核
3．螺杆螺纹强度校核
σca =231
221)2.0(3)4d T d F +π（≤［σ］[8] 即22
2252.015393514.315394）（）（?+??=185<360MPa
T=T 2=0.2Fd [8]=0.23153935=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,M lim =28.7340=1148N 2mm,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 ，∑δ=29mm ，取d=3.6mm,铆钉的距离t=11d ≈40mm,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F lim =28.7±0.01N 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=22221max
i m l l l l Ml +++[8]=2
303011482??=19.1N 最大应力σ=A F max =2max
d F π[8]=236
.314.3101.19??=0.47MPa 查表21.8-7得［σ］′=115MPa
∴铆钉受变载荷［σ］=［σ］′310%=11.5MPa
∵σ=4.7MPa<［σ］=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GB868-68[8]，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。
4.4.5 螺栓的受力分析
1.将绳子的拉力F R 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=3mm 350N=150N 2mm
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14-4[1]取f=0.15防滑系数k s 取1.1，则单个螺栓的预紧力F 0≥mf F
k s [8]=15
.01501.1??=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/Z [8]=150/3=50N
3）螺栓所受轴向总拉力F ∑，查表14-11[3]取k c =0.25
F ∑=F0+ k c F [8]=11030.25350=22.5N
3．强度计算
1)计算许用拉应力［σ］
选4.8级螺栓,查表14-7,σ3=340MPa,考虑严格控制与紧力，S=1.4
［σ］=σ3/S [8]=340/1.4=242.9MPa
2)计算螺栓直径：
d 1≥14
.31005.1223.14???≈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
A=b 3b=535=25mm 2
W=M/σb [8]
=150N 2mm
2)接合面下端不压溃
由表14-5查出许用挤压应力[8]［σp ］=0.8σs =0.83340=272MPa
σp max =A ZF 0+W
M [8] =251101?+750150=4.6MPa<［σp ］
3)接合面上端不开逢
σmin p =A ZF 0-W M [8]=251101?-750
150=4.2MPa>0 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 d a =5mm d s =5.2mm, e=10mm,
k=3.5mm, r=0.2 s=8mm l=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GB5781-86 M6316 经过镀锌钝化
4.4.6 螺母的选用
根据d=M5,选用Ⅰ型六角螺母-C 级（GB41-86）
参数为：d w =7, e=9.2 m=5 s=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Ⅰ型六角螺母，GB41-86 M5，螺纹公差7H
4.5 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
T1=129N 2m ，工作转矩T2=238N 2m ，工作时扭转角υ=υ2-υ1=48°，按工作要求自由扭转角为130°，工作周期小于104。
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Ⅱ类载荷弹簧，选用碳素弹簧钢丝Ⅱ组。其弹性模量E=202GPa,在钢丝直径未确定前，按表30.2-5[8]暂定材料的抗拉极限强度σb=1780MPa,其许用弯曲应力σbp=0.5σb=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=4414--c c [8]=4
64164-?-?=1.15 按式30.2-18得到
d ≥3
232bp k T σπ[8]=389014.315.123832???=1.56 取d=1.7
查表30.2-5得钢丝的抗拉极限强度b σ=1765MPa,与原得值相近，是合适的。弹簧中径D2=cd=631.7=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=109N 2mm 时，弹簧的扭转角增加υ=υ2-υ1=48°代入式30.2-19
n=T D Ed 243667?[8]=109
2.10366710487.12023
4?????=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=n
D Ed 243667[8]=192.1036677.1102024
3????=2.37MPa 4.求实际扭转角和转矩
最大工作扭转角：υ2=T 2/k [8]=238/2.37≈100°