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
min /900r 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：
4.1.3输入花键轴的校核
（1）最小轴径校核公式
[]MPa MPa d W T 3538.914.31216318016
πT 3
3min max =<=??===
ττ 满足条件，所以设计合理。
（2）进一步校核轴的的强度，其中轴向力不考虑，径向力求解
N d T F t 57.11356
31802222=?==
N F F t r 49.32786.0364.057.113cos tan 122=??=??=σα
这里两个锥齿轮的设计是一模一样的，具有变向的作用，所以俩锥齿轮的力都是32.49N ，由于该径向力所产生的弯矩很小，故此处不用考虑，仅需校核扭转强即可。此处需要校核两花键部分。 右边花键:
()()[]
12
42
16.6203236
4641614.33180
324-<=????+?=+-?+=
=
σπσMPa D d D d D N B d M W M l 右
左边花键：
()()[]
12
42
99.12832524642414.33180
324-<=????+?=
+-?+=
=
σπσMPa D d D d D N B d M W M l 右 同样满足强度。
（3）最后校核轴的扭转刚度，根据公式：
m I l T LG pi
i i z i /)(11037.514
=∑?=?
式中：T —轴所受的扭矩，mm N ?；
G —轴的材料的剪切弹性模量，MPa ,对于45钢，4101.8?=G ；
I p —轴截面的极惯性矩，4
mm ,对于圆轴，32
4
d I p π=
L —阶梯轴受扭矩作用的长度，mm ；
T i 、l i 、I pi —分别代表阶梯轴第i 段上所受的扭矩、长度和极惯性
矩；
z —阶梯轴受扭矩作用的轴段数。
轴的扭转刚度条件为：对于一般传动轴，可取[]m /)(15.0 -=?
[]m /)( ??≤
经计算轴的扭转刚度满足要求。
4.1.4花键的校核
左边花键是和内外花键齿轮套相配合，并且可以自由滑动，一直在工作的工作长度是34mm ，而且花键采用的是中系列，其中主要配合是：
10
11
41110207716
6d H a H f H B D d N ???=??? 计算它的名义切向力为： ()N d F m t 3.3532
/16203180
2T 2=+?==
名 可以求出它的单位载荷，
()mm N l z F W t /73.134
63
.353=?=?=
名 （1）齿面压应力：
MPa h W w H 865.02
73.1===
σ 计算齿面许用压应力:
[]()
()
MPa K K K K S u b
H 5.1195.115.175.14.1640
4321=????=
????=
σσ
计算结果[]H H σσ<,满足要求。
（2）齿根弯曲应力的计算公式：
MPa S hW Fw F 30.14
73
.12662
2=??==
σ 按照设计手册，计算齿根许用弯曲应力为：
[]()
MPa K K K K S F b
F 26.815
.115.175.10.2640
4321=????=
=
σσ
计算结果[]F F σσ<,设计安全。 （3）齿根剪切应力的校核：
()mm D
d D Kd d d k 6.17204165.016=÷??+=-+
=
MPa d T k
m 97.26.1714.3318016163
3
=÷÷?==
πτ []MPa F 63.402
26.81==τ
因为 []F m ττ< ，所以满足条件。 （4）扭转与弯曲强度校核：
MPa m Fa v 14.597.2303222=?+=+=τσσ
许用应力：
[]()
MPa K K K K S F b
v 26.815
.115.175.12640
4321=????=
=
σσ
计算结果[]v v σσ<，因此安全。 （5）静连接静应力校核：
MPa Zhld T m F 15.118
342675.03180
22=?????==
?σ
计算得知[]MPa F 6401
=<-σ
σ 所以设计满足要求。
又因为右边花键是用花键套连接，其连接方式是：
10
11
81110287724
6d H a H f H B D d N ???=??? 采用同样的方法校核，也是满足强度要求的。