齿侧凸缘（或排间槽）直径
dg
dg < P·cot(180/ Z3)-1.04·h2-0.76
=62.826289=140.0651≈140
h2-----内链板高度 h2=12.07
A 系列查表 8-2-2
注意：da、dg 值取整数，其它尺寸精确到 0.01 mm 。 4.9.2滚子链链轮3齿槽形状参数
表12 链轮3齿槽形状参数 名称 齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径 齿沟角
符号
单位
计算公式
最大齿槽形状
remin=0.008d1(Z32+180)=0.008×7.95×
(382+180) =103.2864≈103 rimax=0.505d1+0.069 ˙3d1=0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2
ɑmin=120-90/Z3=120-90/38
=117.63158=118
最小齿槽形状
remax=0.12 d1(Z3+2)=0.12×7.95×40=
38.16=38
rimin=0.505·d1=4.01475=4
ɑ
max=140-90//Z3=134.7059=137.63158=1
38
re mm
ri mm
ɑ （˙）
4.9.3整体式钢制小链轮Z3主要结构尺寸
表13 小链轮Z3主要结构尺寸
名称 轮毂厚度
符号 h
结构尺寸及（参考）
h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×70≈9
常数k; 式中dkmax为链轮轮毂孔的最大许用直径，查表8-2-13；由节距P查出（当Z1=17、dk≦dkmax =34，dk为轴孔直径按轴的尺寸确定，dk取35；） （P 966），
（当Z2=19、dk≦dkmax =41）
d K
轮毂长度
l
<50 3.2
50-100 4.8
100-150 6.4
>150 9.5
l =3.3h=3.3×9=29.7≈30 lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23
轮毂直径 dh dh = dk+2 h=35+2×9=53 dhmax< dg , dg 见表8-2-19
齿宽 bf
齿宽 单排
见表8-2-22 （P972）
计算公式
p≦12.7 0.93 b1
p>12.7 0.95 b1
当p>12.7时，经制造厂同意，亦可使用p≦12.7时的齿宽 b1----内链节内宽见表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85
齿宽 倒角宽 倒角半径rx
bf1 ba rx
bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2
rx≧P rx≧P=12.7
圆角半径
R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5
14
腹板厚度 t 由表8-2-24查得当P=12.7时，t=9.5 （P973）
图8 链轮4
4.10 链轮4的设计
4.10.1 链轮4的计算
表14 链轮4的计算
名称 链轮齿数 配用链条的节距 分度圆直
径 齿顶圆直
径
符号 Z4 P d da
计算公式 Z4=17 节距：P=12.7 滚子外径：d1=7.95
d=P/[sin(180/Z4)]=12.7/[sin(180
/17)]= 69.12≈70 damax= d + 1.25·P- d1 =69.12+1.25×
12.7- 7.95= 77.05≈77
damin=d+(1-1.6/Z4)P-d1=69.12+(1-1.6/
17) ×12.7-7.95 =72.67≈73 df =d- d1=70-7.95=62.05≈62 hamax=(0.625+0.8/Z4)P-0.5d1=4.56 hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)=
2.375
dg < P·cot(180/ Z4)-1.04·h2-0.76
=54.6322≈55
说明条件 由以上条件可知 A系列查表8-2-2 可知
可在damax和damin 范围内选取，但当选用时，应
注意用展成法加工时有可能发生顶切
齿根圆直
径 分度圆弦齿高 齿侧凸缘（或排间槽）直径
df ha
Ha是为简化放大齿形图的绘制而引入的辅助设计尺寸，hamax相应于damax; hamin相应于damin
h2-----内链板高度 h2=12.07
A 系列查表 8-2-2
dg
注意：da、dg 值取整数，其它尺寸精确到 0.01 mm 。
15
4.10.2 滚子链链轮4齿槽形状参数
表15 链轮4齿槽形状参数
名称
符号
单位
最大齿槽形状
齿面圆弧半
径 齿沟圆弧半
径 齿沟角
ɑ
˙
ri
mm
re
mm
remin=0.008d1(Z42+180)=0.008×7.95×(172
+180) =29.8284≈30
rimax=0.505d1+0.069 ˙3d1=0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2 ɑmin=120-90/Z4=120-90/17 =114.7059=115
计算公式
最小齿槽形状
remax=0.12 d1(Z4+2)=0.12×
7.95×19=18.126 rimin=0.505·d1=4.01475=4
ɑmax=140-90/Z4=134.7059=135
4.10.3整体式钢制小链轮Z4主要结构尺寸
表16 小链轮Z4结构尺寸
名称 轮毂厚度
符号 h
结构尺寸及（参考）
h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×70≈9
常数k; 式中dkmax为链轮轮毂孔的最大许用直径，查表8-2-13；由节距P查出（当Z1=17、dk≦dkmax =34，dk为轴孔直径按轴的尺寸确定，dk取35；） （P 966）（当
Z2=19、dk≦dkmax =41）
d K
轮毂长度
l
<50 3.2
50-100 4.8
100-150 6.4
>150 9.5
l =3.3h=3.3×9=29.7≈30 lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23
轮毂直径 dh dh = dk+2 h=30+2×9=48 dhmax< dg , dg 见表8-2-19
齿宽 bf
齿宽 单排
见表8-2-22 （P972）
计算公式
p≦12.7 0.93 b1
p>12.7 0.95 b1
当p>12.7时，经制造厂同意，亦可使用p≦12.7时的齿宽 b1----内链节内宽见表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85
齿宽 倒角宽 倒角半径rx
bf1 ba rx
bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2
rx≧P rx≧P=12.7
圆角半径 腹板厚度
R t
R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5 由表8-2-24查得当P=12.7时，t=9.5 （P973）
4.11 链传动的失效形式
4.11.1 链条铰链的磨损 链轮与链条进入啮合和脱离啮合过程中，由于铰链的销轴与套筒间承受较大
16
的压力和有相对转动，因而导致承压面发生磨损，使链的实际节距变长，啮合点沿齿高外移，最终产生跳齿和脱链现象 。它是开式齿轮传动的主要形式。
4.11.2 链的疲劳破坏 链在传动过程中，紧边和松边的拉力是不相等的，再加上传动中的动载荷，使得它的各元件都是在变应力的作用下工作，在中、低速时，经过一定循环次数后，链板首先产生疲劳破坏；高速时由于滚子进入啮合时的冲击载荷剧增，套筒或滚子先于链板产生冲击疲劳破坏。
4.11.3 多次冲击破断 链条在反复启动、反转、制动时所产生的巨大惯性冲击作用下，销轴、套筒、滚子等元件不到疲劳时就产生破断。它的载荷较疲劳破坏允许的载荷要大，但较一次冲击破断载荷要小。它的应力总循环次数一般在104以内。
4.11.4 链条的胶合 高速和润滑不良的传动，销轴、套筒的工作面会因温度过高而发生胶合。 4.11.5 过载拉断 链条所受载荷超过了链条静强度而被拉断。
?1?5 轴的结构设计
5.1 轴材料的选择
轴的材料主要采用碳钢和合金钢，也可采用球墨铸铁。碳钢有足够的强度，对应力集中不太敏感，便于进行机械加工和热处理，价格低廉，应用广泛。一般机器的轴，可用30、40、50等牌号的优质中碳钢，其中最常用的为45号钢。为了改善机械性能，应进行正火或调制处理。对于轻载或不重要的轴，一般不需要进行热处理，可采用A3、A4、A5等普通碳素钢。合金钢的机械性能（强度、耐磨性、硬度）更高，多用于制造高速重载及受力大而又要求尺寸小、重量轻的轴。对于在高温、低温、或由腐蚀介质条件下工作的轴，则更宜用合金钢来制造。轴的材料应根据轴的工作状况、重要性和结构复杂程度、生产批量、材料供应情况、加工可能性以及经济性等因素，综合考虑、合理选取。 5.2 轴结构的基本要求
设计轴的基本要求是保证轴具有：1.足够的强度和刚度。即所要求设计的轴具有足够的承载能力，以保证轴在预期寿命内能正常的工作。2.合理的结构。即要求所设计的轴便于加工，疲劳强度高，轴上的零件便于拆装，并且相对于轴有可靠的固定方式。
轴的结构设计应满足的要求：1）轴及轴上的零件要有确定的工作位置；2）轴上零件应便于拆装和调整；3）轴具有良好的制造及装配工艺性；4）有利于提高轴的强度、刚度，有利于节约材料和减轻重量。 根据脱粒机的工作要求和机构特性查表确定轴的材料及其机械性能：
表17 轴的材料及其机械性能 材料牌号
热处理
毛坯直径(mm)
45号钢
调制
≦200
217-255
650
360
（MPa）
300
155
应用最为广泛
硬度（HBS）
拉伸强度极限δB
拉伸屈服极限δs
弯曲疲劳极限δ-1
剪切疲劳极限ζ-1
备注
17
5.3 初步确定轴1的各段直径和长度
根据以上的计算数据来计算轴的传递功率P： V=ЛDn/60×1000(3.14×280×750)/(60×1000) =10.99 有效圆周力F=500 P=FV/1000=(500×10.99)/1000=5.495kw。估算轴端直径按表 18-2 轴常用的几种材料的[τ]T及A0 值： 当轴的材料为 45 号钢时[τ]T=30-40、A0=118-107，（因轴端受弯矩，A0去平均值）所以 A0=110，轴的转速为750 r/min。
5.3.1 估算轴的最小直径 从而可以计算出轴的最小直径为：d ≧A0 3Pn=110×35.495750=21.36mm。为了保证安装强度与安装尺寸，根据表18-3 标准直径系列 选择轴的最小直径dmin=35mm。
图9 轴1结构
5.3.2 拟定轴上零件的装配方案 从右到左的顺序为带轮2、套筒、链轮1、套筒、滚动轴承和轴承支座；轴的右端直径为35，根据带轮2的宽度B，从而确定装带轮的端轴长为36 ，为了使带轮2能够很好的定位需在带轮2的左端设计成一个套筒，套筒长度为10mm,厚度为5mm，套筒直径为45mm。在套筒的左端需安装链轮1，链轮1与带轮2一起安装在同一根轴上。根据以上整体式小链轮Z1主要结构尺寸的计算：轮毂长度 L=23，所以安装在链轮1的轴长为23mm，轴径为35mm，链轮1 的左端的定位依靠套筒来实现，套筒厚度5mm，套筒处的轴径为45mm，长度为10mm。左端设计成一段长轴轴径为40mm，长度为360mm。左端设计成轴径为35mm，根据机械设计手册查得轴径为35mm 时的轴承型号，初步选择角接触球轴承7307。（P711—GB292--83）D=80、D1=66.1、B=21、d=35mm、d1=49.9；所以轴承长度为21mm。为了使轴承很好的固定左端用开口的止推弹簧圈来固定，以保证止推弹簧圈与轴承的紧密配合。装配止推弹簧圈的那段轴设计为宽为5mm,深度为5mm,根据轴的结构设计将止推弹簧圈的厚度设计成10mm,宽度设计为5mm，厚度为10mm. 左端轴长为10mm.
5.3.3 轴上零件的轴向定位 带轮2与轴的周向定位采用楔键联接，根据带轮轴的直径d6-7=35mm,《机械设计手册》GB 1054-79；（P291）查的楔键的剖面尺寸为:b×h×l=10×8×22，键槽用铣刀加工。链轮1与轴的周向定位联接用普通平键联接。根据轴的直径d4-5=38 《机械设计手册》GB 1096-79；（P286）查的普通平键的剖面尺寸为:b×h×l=10×8×18。同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选从动带轮与轴的配合为
H7H7。角接触球轴承与轴的周向定位也是借配合来保证的，此处初选。 t6s6
图10 轴2结构
18