花键的强度校核

花键的强度校核

1、花键简图

2、计算参考依据

《机械零件》吴宗泽主编

书号：15300·31 ISBN 7-304-00137-2/TH·5

3、已知条件：

工作条件：中等工作方式：静联接

根据花键简图：材料：40Cr 齿面处理：调质 HRCXX-XX 花键工作长度为20 根据SELECT –风扇机械参数：叶片数: 7 转速: 2,100r/min 旋转方向: L 叶片角度: 35°空气密度: 1.11 kg/m3 叶轮型号: 710/7-7/K7ZL/35/PAG

工况点: 空气流量: 24,263 m3/h 静压: 556.2 Pa 温度范围: -40 - 110 °C 叶尖线速度: 78.1 m/s 扭矩: 68.21 N·m 转动惯量: 0.09538 kgm2

轴向的推力: 352.6 N

4、计算

查《机械零件》p96 表4-2许用应力［σ］p=100~140MPa 取［σ］p=100MPa p97 ψ=0.7~0.8 取ψ=0.7 z=13 h=m=1.5875 l=20 r m=d f/2=10.319 转矩T=68.21 Nm=68210Nmm

根据《机械零件》p95 公式T/ψzhl r m≤［σ］p

68210/0.7×13×1.5875×20×10.319≈22.9 MPa≤［σ］p=100MPa

∴花键强度足够

输入花键轴和花键设计校核

第四部分 轴的设计与校核 4.1输入花键轴设计与校核 4.1.1材料、性能参数选择以及输入花键轴的设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数假设转速m i n /900 r n =；轴所传递的扭矩mm N T ??=31018.3 (2)轴的材料选择:因为花键轴齿轮左端同样是和花键齿轮啮合，所以由表选用45（调质）， 根据材料主要性能表查得：抗拉强度极限MPa b 640=σ，屈服强度极限MPa s 355=σ，弯曲疲劳极限MPa 2751=-σ，剪切疲劳极限MPa 1551=-τ，屈服许用弯曲应力为 []MPa 601=-σ (3)根据机械设计手册式12.3-1计算轴的最小直径： [] 3 min 5τT d ≥ 根据表12.3-2取[]MPa 35=τ 代入数据得： [] mm T d 69.735 3180 553 3 min =?=≥τ (4)因为轴上有花键，所以采用增大轴径的方法来增加轴的强度。根据选用的轴承为94276/-T GB 深沟球轴承16003，根据轴承标准件查的其轴径是17mm ，长度是7mm ；借鉴双踏板设计，此处的定位右边是利用矩形花键的外轴径定位，左端是定位是箱体孔，采用过盈配合夹紧。矩形花键长度是57.5mm ，为了便于加工与左端轴承的配合，直接将左端轴承处一起加工，总长为64.5mm 。根据所选用的花键为420166???=???B D d N ，其轴径为20mm ，，右端为94276/-T GB 深沟球轴承16005，所以它的轴径为25mm 长度为8mm ，定位是靠右端大轴花键828246???=???B D d N 的长度为7mm ，有段突出部分轴径12mm ，长度也是12mm ，最后轴的设计总长为98.5mm 。其中齿轮定位采用弹性挡圈定位。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.1.2输入花键轴二维图标注和三维图如下：

花键校核

3.3.5花键的连接强度计算 花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键类型和尺寸，然后进行必要的强度校核计算。花键的主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。因此静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。 计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上的压力的合力F 作用在平均直径d m 处，即传递的转矩T=zFd m /2,并引入系数Ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键连接的强度条件为 静连接 σp =m 3 zhld 10·2ΨT ≤[σp ] 动连接 p= m 3zhld 10·2ΨT ≤[p] 式中: Ψ——载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般去Ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值； z ——花键的齿数； l ——齿的工作长度；mm h ——花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=（D-d ）/2-2C,此处D 为外花键的大径，d 为内花键的小径，C 为倒角尺寸，单位均为mm ；渐开线花键，a=30°，h=m ，a=45°，h=0.8m ，m 为模数； d m ——花键的平均直径，矩形花键，d m =（D+d ）/2;渐开线花键，d m =d i ，d i 为分度圆直径，mm ； [σp ]——花键连接的许用挤压应力，MPa ； [p]——花键连接的许用压力，，MPa ； 花键传递的转矩 T=zFd m /2

T=64×23518×0.32÷2=240824N ·m σp =m 3 zhld 10·2ΨT =65≤[σp ]

渐开线花键计算说明

基于GB/T17855-1999 方法的端面花键齿承载能力计算1. 术语、代号及说明

2. 计算（渐开线花键） 2.1 名义切向力Ft Ft=2000 × T/D 本例：Ft=2000×T÷19.098=104.72T N 2.2 单位载荷W W=Ft/z ×l ×cos αD 本例：W=104.72T/24×25×cos34 °=0.2105T N/mm 2.3 系数 （1）使用系数K1 （2）齿侧间隙系数K2 当花键副的受力状态如图 1 所示时，渐开线花键或矩形花键的各键齿上所受的载荷大小，除取决于键齿弹性变形大小外，还取决于花键副的侧隙大小。在压轴力的作用下，随着侧隙的变化（一半圆周间隙增大，另一半圆周间隙减小），内花键与外花键的两轴线将出现一个相对位移量e0。其位移量e0 的大小与花键的作用侧隙（间隙）大小和制造精度高低等因素有关。产生位移后，使载荷分布在较少的键齿上（对渐开线花键失去了自动定心的作用），因而影响花键的承载能力。此影响用齿 侧间隙系数K2 予以考虑. 通常K2 =1.1 ～3.0 。 当压轴力较小、花键副的精度较高时，可取K2=1.1 ～1.5; 当压轴力较大、花键副的精度较低时，可取K2=2.0～3.0; 当压轴力为零、只承受转矩时，K2=1.0 。

图 1 只承受压轴力F、无转矩T，内外花键的位置 （3）分配系数K3 花键副的内花键和外花键的两轴线在同轴状态下，由于其齿距累积误差（分 度误差）的影响，使花键副的理论侧隙（单齿侧隙）不同，各键齿所受载荷也不同。 这种影响用分配系数K3 予以考虑。对于磨合前的花键副，当精度较高时（按GB/T 1144 标准为精密级的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1 标准为5 级或高于5级时），K3=1.1 ～1.2; 当精度较低时（按GB/Tll44 标准为一般用的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1 标准低于 5 级时），K3= 1.3 ～1.6 。对于磨合后的花键副，各键齿均参与工作，且受载荷基本相同时，取K3=1.0 。 （4）轴向偏载系数K4 由于花键副在制造时产生的齿向误差和安装后的同轴度误差，以及受载后的扭转变形，使各键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数K4 予以考虑。其值可从表3 中选取。 对于磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本相同时，可取K4=1.0 。当花键的精度较高和分度圆直径D或平均圆直径dm 较小时，表 3 中的轴向偏载系数K4 取较小值，反之取较大值。 本例：假设K1=1.25 、K2=1.2 、K3=1.3 、K4=1.2 2.4 承载能力计算 （1）齿面接触强度计算

MASTA花键设计与强度校核模块

花键设计与强度校核分析 1．花键设计 (2) 2．花键的强度校核分析 (8) 2.1 国标（GBT）的校核结果 (9) 2.2 SAE的校核结果 (10)

1．花键设计 在需要进行花键连接设计时，如下图所示添加花键： 选择Spline/Interference Fit，则会弹出以下界面，选择Spline并可详细命名。 在花键属性中点击“Type”栏，选择“Detailed Spline”：

在“Spline Design”栏中即可根据花键的类型输入花键的详细设计参数，目前MASTA提供两种花键形式：GBT和ISO。 输入的设计参数中英文对照表如下： Misc Axial Stiffness(N/m) 轴向刚度 Length(mm) 长度 位置 Position Radial Stiffness(N/m) 径向刚度 Specify Inertia? 是否设置转动惯 量

Spline Type 花键类型 GBT 国标 ISO ISO标准Tilt Stiffness(Nm/rad) 倾斜刚度 Torsional Stiffness(Nm/rad) 扭转刚度 Spline Design and Rating Before Running In 是否在磨合前？ Driven Machine Working Condition 工作机工作状态（指负载） Uniform 平稳 Light 轻微冲击 Medium 中等冲击 Heavy 严重冲击Driving Machine Working Condition 原动机工作状态 Uniform 平稳 Light 轻微冲击 Medium 中等冲击Fatigue Life Factor Type 疲劳寿命系数类 别 Unidirectional 单向 Full Reversed 对称双向Fit Class Type 装配等级 d e f g js k HB 布氏硬度 Heat Treatment Type 热处理方式 No Heat Treatment无热处理 Temper 回火 Quench 40 淬火 40 Quench 45 淬火 45 Quench 50 淬火 50 Surface Hardening 表面硬化HRC 洛氏硬度 HRC Max Misalignment (mm) 最大错位量 Millions of Revolutions 循环次数, 106 Module (mm) 模数 Number of Teeth 齿数 Pressure Angle Type 压力角类型

轴的强度校核方法

轴的强度校核方法 摘要 轴是机械中非常重要的零件，用来支承回转运动零件，如带轮、齿轮、蜗轮等，同时实现同一轴上不同零件间的回转运动和动力的传递。轴的设计时应考虑多方面因素和要求，其中主要问题是轴的选材、结构、强度和刚度。其中对于轴的强度校核尤为重要，通过校核来确定轴的设计是否能达到使用要求，最终实现产品的完整设计。 本文根据轴的受载及应力情况采取相应的计算方法，对于1、仅受扭矩的轴2、仅受弯矩的轴3、既承受弯矩又承受扭矩的轴三种受载情况的轴的强度校核进行了具体分析，并对如何精确计算轴的安全系数做了具体的简绍。 校核结果如不满足承载要求时，则必须修改原结构设计结果，再重新校核。 轴的强度校核方法可分为四种： 1）按扭矩估算 2）按弯矩估算 3）按弯扭合成力矩近视计算 4）精确计算（安全系数校核） 关键词：安全系数；弯矩；扭矩

目录 第一章引言--------------------------------------- 1 1.1轴的特点---------------------------------------------1 1.2轴的种类---------------------------------------------1 1.3轴的设计重点-----------------------------------------1 第二章轴的强度校核方法----------------------------4 2.1强度校核的定义-------------------------------------4 2.2轴的强度校核计算-----------------------------------4 2.3几种常用的计算方-----------------------------------5 2. 3.1按扭转强度条件计算-------------------------------5 2.3.2按弯曲强度条件计算-------------------------------6 2.3.3按弯扭合成强度条件计算---------------------------7 2.3.4精确计算（安全系数校核计算）----------------------9 2.4 提高轴的疲劳强度和刚度的措施---------------------12 第三章总结------------------------------------------13参考文献--------------------------------------------14

渐开线花键完整计算

渐开线花键完整计算 1、模数是径节制的Dp24，换算公式是25.4÷24≈1.0583。 2、棒间距是用量棒直径和分度圆齿槽宽根据公式算出来的。计算公式可参考国标。棒间距的计算公式是由几何学决定的，美标德标都一样。在量棒直径的选择上各个标准可能会有差异。 3、标准齿形定义为在分度圆上齿厚和齿槽宽相等，而分度圆直径定义为模数×齿数。分度圆周长=mzπ=2zE，所以E=mπ÷2=1.0583×π÷2≈1.6624，而图里面的齿槽宽比标准的大不少，所以图里的花键不是标准的齿形，也就是说是带变位系数的，也就是说实际上分度圆不是等分齿距的，内花键的齿槽宽是大于内花键的齿厚的。所以图里真实的齿槽宽需要根据棒间距和量棒直径逆推算。 4、实际齿槽宽就是根据棒间距的实际测量值逆推算出来的，最大最小实际齿槽宽分别对应着棒间距的最大最小值。作用齿槽宽是考虑到花键的几何公差后的最大实体边界对应的齿槽宽。花键加工过程中，齿距会有误差，24个齿就对应有24个齿距，都可能会有误差；齿形会有误差，齿形也叫齿廓就是那条渐开线，几何上是一条平滑的曲线，但现实中是锯齿状凹凸不平的；齿向会有误差，齿向误差也叫螺旋线误差，就是看齿宽两侧渐开线对应的点在齿面上画过去的线是平的还是鼓的，还是左歪还是右歪。以上3种误差的存在，会造成内花键的实体边界不在几何学上的位置上。内外花键配合实际上是广义的轴孔配合，公差原则也是存在的，基本上等于采用包容原则。 5、大小径在几何上的约束没那么多。大径不超出齿廓两侧渐开线的交点，小径不小于基圆，然后配对的内外花键大小径之

间互相留点间隙，在几何上就不会有什么干涉。但在受力上，小径要根据外花键的齿根强度取舍。一般只要不根切问题都不大。如果需要标准背书，大小径也可以按照标准给的比例系数确定。6、题主的图挺像我一客户的风格，都是参数栏放图纸左下角，参数栏也不给齿形齿向齿累公差，令人无法直观判断精度等级以及参数之间是否会有矛盾。如果再遇上热处理变形量随机，生产厂家那就要焦头烂额了。

轴的强度校核例题及方法

1.2 轴类零件的分类 根据承受载荷的不同分为： 1）转轴：定义：既能承受弯矩又承受扭矩的轴 2）心轴：定义：只承受弯矩而不承受扭矩的轴 3）传送轴：定义：只承受扭矩而不承受弯矩的轴 4）根据轴的外形，可以将直轴分为光轴和阶梯轴； 5）根据轴内部状况，又可以将直轴分为实心轴和空。 1.3轴类零件的设计要求 ⑴轴的工作能力设计。 主要进行轴的强度设计、刚度设计，对于转速较高的轴还要进行振动稳定性的计算。 ⑵轴的结构设计。 根据轴的功能，轴必须保证轴上零件的安装固定和保证轴系在机器中的支撑要求，同时应具有良好的工艺性。 一般的设计步骤为：选择材料，初估轴径，结构设计，强度校核，必要时要进行刚度校核和稳定性计算。 轴是主要的支承件，常采用机械性能较好的材料。常用材料包括： 碳素钢：该类材料对应力集中的敏感性较小，价格较低，是轴类零件最常用的材料。 常用牌号有：30、35、40、45、50。采用优质碳素钢时应进行热处理以改善其性能。受力较小或不重要的轴，也可以选用Q235、Q255等普通碳钢。 45钢价格相对比较便宜，经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45-52HRC，是轴类零件的常用材料。 合金钢具有更好的机械性能和热处理性能，可以适用于要求重载、高温、结构尺寸小、重量轻等使用场合的轴，但对应力集中较敏感，价格也较高。设计中尤其要注意从结构上减小应力集中，并提高其表面质量。40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件，这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。 轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn，经调质和表面高频淬火后，表面硬度可达50-58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。 精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化

渐开线花键计算说明书

基于GB/T17855-1999方法的端面花键齿承载能力计算1.术语、代号及说明

2.计算(渐开线花键) 2.1名义切向力 本例： N 2.2单位载荷 本例：=0.2105T N/mm 2.3系数 （1）使用系数

（2）齿侧间隙系数 当花键副的受力状态如图1所示时，渐开线花键或矩形花键的各键齿上所受的载荷大小，除取决于键齿弹性变形大小外，还取决于花键副的侧隙大小。在压轴力的作用下，随着侧隙的变化(一半圆周间隙增大，另一半圆周间隙减小)，花 键与外花键的两轴线将出现一个相对位移量。其位移量的大小与花键的作用侧隙(间隙)大小和制造精度高低等因素有关。产生位移后，使载荷分布在较少的键齿上(对渐开线花键失去了自动定心的作用)，因而影响花键的承载能力。此影响用齿侧间隙系数予以考虑.通常=1.1～3.0。 当压轴力较小、花键副的精度较高时，可取=1.1～1.5;当压轴力较大、 花键副的精度较低时，可取=2.0～3.0;当压轴力为零、只承受转矩时，=1.0。 图1 只承受压轴力F、无转矩T，外花键的位置（3）分配系数

花键副的花键和外花键的两轴线在同轴状态下，由于其齿距累积误差(分度误差)的影响，使花键副的理论侧隙(单齿侧隙)不同，各键齿所受载荷也不同。 这种影响用分配系数予以考虑。对于磨合前的花键副，当精度较高时(按GB/T 1144标准为精密级的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1标准为5级或高于5级时)，=1.1～1.2;当精度较低时(按GB/Tll44标准为一般用的矩形花键或精度等级按GB/T3478.1标准低于5级时)， 1.3～1.6。对于磨合后的花键副，各键齿均参与工作，且受载荷基本相同时，取=1.0。 （4）轴向偏载系数 由于花键副在制造时产生的齿向误差和安装后的同轴度误差，以及受载后的扭转变形，使各键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数予以考虑。其值可从表3中选取。 对于磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本相同时，可取=1.0。 当花键的精度较高和分度圆直径D或平均圆直径较小时，表3中的轴向偏载系数取较小值，反之取较大值。

机械设计题库05_键、花键、销联接12页

键、花键、销联接 一选择题 (1) 图6-1所示零件1和2采用了 B 联接。 A. 平键 B. 楔键 C. 切向键 图6-1 (2) 传递轴向力可用 C 联接。 A. 普通平键 B. 半圆键 C. 楔键 D. 切向键 (3) 与平键联接相比，楔键联接的主要缺点是 D 。 A. 键的斜面加工困难 B. 楔紧后在轮毂中产生初应力 C. 键安装时易损坏键 D. 轴和轴上零件对中性差 (4) 轴上键槽用盘铣刀加工的优点是 C ，这种键槽应采用 F 键。 A. 装配方便 B. 对中性好 C. 减小应力集中 D. 圆头 E. 单圆头 F. 方头 (5) 型面曲线为摆线或等距曲线的型面联接与平键联接相比，下列中不是型面联接的优点是 D 。 A. 对中性好 B. 轮毂孔的应力集中小 C. 装拆方便 D. 切削加工方便 (6) 当轮毂轴向移动距离较小时，可以采用C联接。 A. 普通平键 B. 半圆键 C. 导向平键 D. 滑键 (7) 普通平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间 C 。 A. 沿轴向固定并传递轴向力 B. 沿轴向可作相对滑动并具有导向作用 C. 沿周向固定并传递转矩 D. 安装与拆卸方便 (8) 某变速齿轮需在轴上频繁移动，拟采用矩形花键联接，若两联接表面硬度均大于50HRC，该联接宜采用 B 定心方式。 A. 大径 B. 小径 C. 齿侧 D. 任意 (9) 键的长度主要是根据 B 来选择。 A. 传递转矩的大小 B. 轮毂的长度 C. 轴的直径 b 的依据是 B 。 (10) 确定普通平键剖面尺寸h A. 轴的转矩 B. 轴的直径 C. 轴的材料 (11) 已知铸铁带轮与轴用平键联接，则该键联接的强度主要取决于A的挤压强度。 A. 带轮材料 B. 轴的材料 C. 键的材料

平键连接的选择与强度校核

平键连接的选择与强度校核传递较大转矩时，可采用由两个1:100 的上、下面互相平行.需两边打人。定心性差 Z、 的单边倾斜楔键组成的切向键连接。键 ，适用于不要求准确定心、低速运转的场 2.平键连接的选择与强度校核 1)健的选择 平键是标准件，其本身不需要设计，只需根据具体情况选择即可。选择键时应考虑类型和尺寸两个方面。键的类型选择应考虑键连接的结构特点、使用要求和工作条件;键的尺寸选择应考虑是否符合标准规格和强度要求。在尺寸选择中，考虑键的主要尺寸，即键的截面尺寸(一般以键宽bX键高h表示)和键长L,键的截面尺寸b Xh按轴的直径d由标准中选定;键的长度L一般应等于或略短于轮毅的长度。一 般轮毅的长度可取为L'=,-- (1.5-2)d，这里d为轴的直径.同时键长也应符合标准 规定的长度系列(见表7-1及附表7-1)重要的键连接在选出键的类型和尺寸后，还 应进行强度校核计算。 键的材料通常用45钢，如果强度不够，通常采用双键.两个平键最好沿周向相 隔1800布置;两个半圆键应布置在轴的同一母线上;两个楔键则应布置在沿周向相隔第7章粕毅连接 125 900---1200.考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按].5个键计算. 3.花键连接 花键连接是由轴上加工出多个纵向键齿的花键轴和轮毅孔上加工出同样的键齿槽组成。工作时靠键齿的侧面互相挤压传递转矩.花键连接具有承载能力强、对轴 和毅的强度削弱程度小、定心精度高和导向性好等优点。其缺点是需要专用设备加工，成本较高。因此，花键连接适用于定心精度要求高和载荷较大的场合.在汽车、拖拉机、航空航天等工业中都获得广泛的应用。 花键已标准化，按齿廓的不同，可分矩形花键和渐开线花键。

轴强度校核

强度校核报告 项目名称： 编制： 校对： 审核： 批准： 2013年7月

目录 一、概述...................................................... - 1 - 二、设计校核输入.............................................. - 1 - 三、轴杆强度校核.............................................. - 1 - 3.1轴扭转应力校核 (2) 3.2轴临界转速校核 (4) 四、花键强度校核.............................................. - 5 - 4.1花键侧挤压应力校核 (5) 五、结论与建议................................... 错误！未定义书签。

一、概述 对动力总成进行了重新布置。轴也根据新的动力总成进行了重新设计，有必要对轴进行强度校核。 二、设计校核输入 满载质量a m 1920kg 前轴载荷 1000kg 发动机最大扭矩 max T 230N ·m 发动机最大转数 max e n 6000转 变速器一挡传动比 1i 4.162 变速器倒挡传动比 3.500 变速器最小传动比 min i 0.778 主减速器传动比 0i 3.510 扭矩分配系数ξ 0.6 传动效率 η 0.9 前轴质量转移系数 m' 0.85 附着系数 ? 0.85 车轮滚动半径 r r 0.358 动载系数d k 2 三、轴杆强度校核 在长度定时，传动轴的断面尺寸应保证传动轴具有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支承情况。

渐开线花键完整计算

齿数Z / 44模数M / 2压力角ao30花键组合长度lmm32外花键外径deemm90外花键短径模具mm84.4内花键短径diimm86根圆角半径ρmm0.8渐开线起始圆直径dfemm85.7工作齿高度h wmm2全齿高度hmm2.8弦齿厚度sfnmm4.297319输入扭矩tn.m11458.8材料抗拉强度σbmpa980材料屈服强度σsma835安全系数SH / 1.25齿根弯曲强度安全系数SF / 1服务系数K1 / 1.25齿隙系数K2 / 1.1分配系数K3 / 1.1轴向偏心载荷系数K4 / 1.5应力转换系数K / 0.15齿磨损允许的压应力σh1mpa10齿磨损允许的压应力σh2mpa9.4弯矩mbn.m0作用直径dhmm85 .18773应力集中系数αTN / 2.238703公称切向力ftn260427.3单位载荷wn / mm213.5764剪应力τ渐开线花键如下：tnmpa94.401321，齿面的允许接触强度[σH] mpa294.4353σhmpa106.78822，齿根的允许弯曲强度[σF] mpa431.9559计算渐开线花键的承载力1.花键对的基本参数，齿表面压应力（计算值），2。工作条件参数3，检查结果σfmpa168.26663，齿根的容许剪切强度[τF] mpa215.978，τfmaxmpa211.33654外部花键的抗扭强度（允许值）[σv] mpa368.0441σvmpa163.5079齿表面摩擦的允许压应力[σH1] mpa110σhmpa106.7882齿表面摩擦的允

许压应力[σH2] mpa9 .4σhmpa106.7882b，花键对的耐磨性很长，并且齿表面的压应力（计算值）不符合要求。5当花键对工作108个周期时，齿面的压应力（计算值）满足要求。齿根的最大剪切应力（计算值）满足要求。等效应力（计算值）满足要求。弯曲应力（计算值）满足淬火和回火淬火淬火95110135170185185205碳钢化碳碳化碳化碳化碳化碳化碳钢化碳镍铁合金的三重淬火0.36363636364≤1.0> 1.0-1.5> 1.5-2.2.1.1-1.31.2-1.1.3-1.1.2-1.1.2-1.1.2 -1.1.2-1.3-1.71.6-2.41.7-2.91.4-2.91.8-2.81.9-3.51.5-2.12.0-3-3.22.1-4.11.11.2-1.61.3-2.11 .1 1.4.4.4- 2.11.4-2.4-2.1.2-1.1.1.1.1.1.- 2.41.3-1.81.5-2.51.6- 3.01.4-2.01.7-2.91.8-3.61.5- 2.21.9- 3.32.0- 4.21.6-2.42.1-3.62.2-4.81.3-2.01.4-2.81.5-3.41.4-2.21.6-3.21.7-屈服强度[σS] 83578535545抗拉强度[σb] 1080980600，材料的机械性能等级机械性能等级20ccrmnti40cr> 30-50> 50-80> 80-120> 120机械性能等级20ccrmnti40cr> 30-50> 50-80> 80-120> 120系列或模数/ mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30> 30> 30> 50> 50> 50> 50> 50-120> 120> 120或模量/ mm平均圆直径DM灯系列或m ≤2≤30> 30> 30> 50> 50> 50>

渐开线花键计算公式

渐开线花键计算公式 30°平齿根花键计算书第1页 模数m = 3 齿数z = 15 标准压力角αD = 30° 配合代号：H7/h7 分度圆直径D = m×z = 45 基圆直径Db = m×z×cos(αD) = 38.9711 周节p = π×m = 9.42477796076937 内花键大径Dei = m×(z+1.5) = 49.5 外花键作用齿厚上偏差esv = 0 (根据<<机械传动设计手册>>1463页表9-1-49或由公差代号计算) 外花键渐开线起始圆直径最大值： DFemax = 2×((0.5Db)^2+(0.5Dsin(αD)-(hs-0.5esv/tan(αD))/sin(αD))^2)^0.5 = 41.8669 (其中hs = 0.6m = 1.8) 内花键小径Dii = DFemax+2CF) = 42.47 (其中CF = 0.1m = .3) 内花键基本齿槽宽E = 0.5πm = 4.71238898 外花键基本齿厚S = 0.5πm = 4.71238898 内花键： 内花键总公差T+λ= 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742) i** = 0.45(E)^(1/3) + 0.001E (E = (3×6)^0.5 = 4.24264068711928) 周节累积公差Fp = 7.1(L)^0.5 + 18 = .078 其中分度圆周长之半L = πmz/2 = 70.6858347057703 齿形公差ff = 6.3ψf + 40 = .062 其中公差因数ψf = m + 0.0125D = 3.48412291827593 齿向公差Fβ= 2.0×(g)^0.5 + 10 = .023 其中花键长度g = 40 综合公差λ= 0.6((Fp)^2 + (ff)^2 + (Fβ)^2)^0.5 = .061 作用齿槽宽最小值Evmin = 0.5πm = 4.712 实际齿槽宽最大值Emax = Evmin + (T+λ) = 4.891 实际齿槽宽最小值Emin = Evmin + λ=4.773 作用齿槽宽最大值Evmax = Emax - λ= 4.83 外花键： 外花键大径Dee = m×(z + 1) = 48 外花键小径Die = m×(z - 1.5) = 40.5 外花键总公差T+λ= 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742)

渐开线花键完整计算

齿数Z/44模数M/2压力角ao30花键组合长度lmm32外花键外径deemm90外花键短直径模具mm84.4内花键短直径diimm86齿根圆角半径ρmm0.8渐开线起始圆直径dfemm85.7工作齿高h wmm2全齿高hmm2.8弦齿厚度sfnmm4.297319输入扭矩tn.m11458.8材料抗拉强度σbmpa980材料屈服强度σsma835安全系数SH/1.25齿根弯曲强度安全系数SF/1使用系数K1/1.25齿隙系数K2/1.1分布系数K3/1.1轴向偏心载荷系数K4/1.5应力转换系数K/0.15齿面磨损许用压应力σh1mpa10轮齿磨耗许用压应力σh2mpa9.4弯矩mbn.m0作用直径dhmm85.18773应力集中系数αTN/2.238703名义切向力ftn260427.3单位载荷wn/mm213.5764剪应力τ渐开线花键为：tnmpa94.401321，齿面许用接触强度[σH]mpa294.4353σhmpa106.78822，齿根许用抗弯强度[σF]mpa431.9559计算渐开线花键1的承载能力。花键副的基本参数，齿面压应力（计算值），2。工况参数3，检验结果σfmpa168.26663，齿根许用抗剪强度[τF]mpa215.978，τfmaxmpa211.33654外花键抗扭强度（许用值）[σv]mpa368.0441σvmpa163.5079齿面摩擦许用压应力[σH1]mpa110σhmpa106.7882齿面摩擦许用压应力[σH2]mpa9.4σhmpa106.7882b，花键副

的耐磨性很长，齿面压应力（计算值）不符合要求。5花键副工作108周时，齿面压应力（计算值）符合要求。齿根最大剪应力（计算值）符合要求。等效应力（计算值）符合要求。碳合金渗碳和渗碳的计算值应满足渗碳温度为1851.1.361.361.361.1碳化温度大于1851.1.361.1碳化温度的要求。1.1.1.2-1.1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.1.2-1.3-1.71.6.6-2.41 41.7.7-2.91.4-2.91.8-2.81.9-2.51.5-2.12.12.0-3-3.22.1.1-4.11.11.11.11.2.2-1.61.3-2.11.11.3-2. 11 11.4.4.4-2.11.11.4.4.4-2.4.4.4-2.4.4.4-2.2.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1.1 6-3.01.4-2.01.7-2.91.8-3.61.5-2.21.9-3.32.0-4.21.6-2.42.1-3.62.2-4.81.3-2.01.4-2.81.5-3.41.4-2.21.6-3.21.7-屈服强度[σS]83578535545抗拉强度[σb]1080980600，材料机械性能等级20ccrmnti40cr>30-50>50-80>80-120>120机械性能等级20ccrmnti40cr>30-50>50-80>80-120>120系列或模块/mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30>30>50>50>50>50>50-120>120>120或模数/mm平均圆直径DM灯系列或m≤2≤30>30>30>50>50>50>50>80>80>120>120>120>120>K4系列或2

花键强度校核

花键强度校核 一、已知条件 1、花键副基本参数 齿数：z =21 模数：m= 2 压力角：a =30o 花键结合长度：l=64mm 外花键大径：mm D ee 2.45= 外花键小径：mm D ie 41= 钩身内径D=270mm h 为截面高度 δ为截面宽=75mm 2、钩身强度计算 钩身主弯曲截面(水平截面)A-A 是最危险的截面，其次是与铅垂线成45°的截面B-B 和垂直面C-C 。 (1)截面A-A 内侧最大拉应力： 5 .2S A A A t D K F Qh σσ≤= A F =4107675.2?mm2 A K =1)21ln(2-++D h h h D A A =0.141 MPa MPa S t 1375.292.92270 141.0107675.236910715.245=<=?????=σσ 所以A-A 截面通过 (2)截面B-B 内侧合成应力： 5.2322s t στσσ≤+=∑ 2)5.0(6707.0707.0δ δσB B B B t h e Q D K F Qh -?+=

M P a 88.7775 378)5.12755.0(10715.26707.0270144.010835.237810715.2707.02545=?-????+??????= B F Q 707.05.1?=τ=4510 835.210715.2707.05.1????=10.156 其中：B F =410835.2?mm2 B K =0.144 代入5.2322s t στ σσ≤+=∑得∑σ=79.85MPa ＜137MPa 所以B-B 截面通过 (3)截面C-C 内侧合成应力： 5.221s ττττ≤+=∑ 其中：纯剪切应力c F Q 5.11= τ=15.34MPa C F =410655.2?mm2 扭转应力：τ δτW e Q )5.0(2-= 62210735.235475291.0?=??==c h K W δτ 代入得τ δτW e Q )5.0(2-==2.34MPa 代入5.221s ττττ≤ +=∑得MPa MPa s 21.795.233435.2075.18=?=<=∑ττ s τ为材料的剪切许用应力 所以C-C 截面通过 二、吊钩头部耳孔计算 1、已知条件 板钩直柄部分宽度b=280mm 耳孔曲率系数α，查表得α=3.5 耳顶到耳孔中心的距离0h =220mm

轴的强度校核方法

中国石油大学（北京）现代远程教育毕业设计（论文） 轴的强度校核方法 姓名： 学号： 性别： 专业: 批次： 电子邮箱： 联系方式： 学习中心： 指导教师： 2XXX年X月X日

中国石油大学（北京）现代远程教育毕业设计（论文） 轴的强度校核方法 摘要 轴是用来支承回转运动零件，如带轮、齿轮、蜗轮等，同时实现同一轴上不同零件间的回转运动和动力的传递的重要的零件。为实现机械产品的完整和可靠设计，轴的设计应考虑选材、结构、强度和刚度等要求。并应对轴的材料或设备的力学性能进行检测并调节，轴的强度校核应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。最后确定轴的设计能否达到使用要求，对轴的设计十分重要。 本文根据轴的受载及应力情况，介绍了几种典型的常用的对轴的强度校核计算的方法，并对如何精确计算轴的安全系数做了具体的介绍。当校核结果如不满足承载要求时，则必须修改原结构设计结果，再重新校核。 最后，本文对提高轴的疲劳强度和刚度提出相应改进方法，并对新材料，新技术的应用进行了展望。 关键词：轴；强度；弯矩；扭矩；

目录 第一章引言 (5) 1.1轴类零件的特点 (5) 1.2轴类零件的分类 (6) 1.3轴类零件的设计要求 (6) 1.3.1、轴的设计概要 (6) 1.3.2、轴的材料 (6) 1.3.3、轴的结构设计 (7) 1.4课题研究意义 (9) 第二章轴的强度校核方法 (11) 2.1强度校核的定义 (11) 2.2常用的轴的强度校核计算方法 (11) 2.2.1按扭转强度条件计算： (11) 2.2.2按弯曲强度条件计算： (13) 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 (13) 2.2.4精确计算（安全系数校核计算） (20) 第三章提高轴的疲劳强度和刚度的措施 (25) 3.1合理的选择轴的材料 (25) 3.2合理安排轴的结构和工艺 (25) 3.3国内外同行业新材料、新技术的应用现状 (26) 总结 (31) 参考文献 (32)

渐开线花键完整计算

渐开线花键： 键齿在圆柱（或圆锥）面上且齿形为渐开线的花键称为渐开线花键。 渐开线花键连接采用齿形定心 花键与渐开线花键： 渐开线花键是花键的一种，而传递转矩的部件一般通过键和花键联接。 普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。 渐开线花键的优点： 渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 渐开线花键参数： 基本参数 渐开线花键的基本参数包括规格、模数、齿数、压力角、变位系数（公称值）。 定心 花键孔与花键轴之间的定心方法，指的是在直径方向上间隙设定得最小的部位。包括齿面定位、大径定位、小径定位。 配合量

配合量是指定心部位过盈或间隙状态，包括间隙、中间配合、过盈。 基本参数的确定方法： 从已有的规格中选择合适的参数可节省时间、防止遗漏探讨。合适的参数值可避免表面压溃（静连接）及过度磨损（动连接）等强度校核计算（简单计算法），或花键承载能力校核计算（精确计算法）。一般情况可以直接采用规格值的各参数数值。 已有规格参数的特征 1）GB规格（ISO）：压力角符号为M，压力角系列有30°、37.5°（模数0.5～10）、45°（模数0.25～2.5），变为系数0。 2）旧JIS规格：压力角符号M，压力角20°（模数0.8）。 3）NES规格（参考）：压力角符号M，压力角30°（模数0.5左右）。 4）SAE规格：压力角符号DP，压力角30°（模数0）。 参数的补充特征 1）花键的压力角大，则键齿强度大，在传递圆周力相同时，大压力角的正压力也大，故摩擦力大。选择压力角时主要从构件的工作特点去考虑，如有无滑动、浮动以及配合性质和工艺方法等方面考虑。 2）加工精密刀具、检具工装时，即使是使用规格参数，也全部需要制作专用件，从这个意义出发是没有必要保证规格参数的。 定心与配合量的确定方法： 定心确定