花键强度校核程序

KISSsoft 渐开线花键强度计算
渐开线花键的计算，《机械设计》书中有简化的算法，有兴趣可以翻看下。

本例使用KISSsoft软件进行计算。

1.打开KISSsoft软件。

2.软件有语言选择项，根据需要选择。

（本例选择中文。

建议按英文版进行学习。

）
3.选择进入花键强度计算模块。

【也可以在下面箭头所指的地方选择“自行输入”，自己根据需要定义花键参数】
4.进入“负荷”标签栏，选择计算方法（默认是仅计算几何，需要根据需要选择强度计算的方法。

），填写载荷信息。

5.点击计算按钮，完成计算。

此时下边栏会出现计算结果概要。

6.点击“创建报告”按钮获得计算报告。

可以参考详细的计算结果。

【包含有应力信息和安全系数信息】
至此，简单的渐开线花键的强度校核流程就完成了。

【过程仅供参考，请自行购买专业的软件教程进行学习。

】。

渐开线花键强度校核
渐开线花键是一种用于连接轴与套筒的紧固件，其形状为一个渐开线
的花键沟槽。

渐开线花键具有一定的承载能力和连接刚度，因此在工程领
域中得到广泛应用。

为了保证渐开线花键的强度和可靠性，在设计时需要
进行强度校核。

1.确定工作参数：首先需要确定渐开线花键的工作参数，包括轴和套
筒的材料特性、温度等环境因素，以及花键的尺寸和几何形状。

2.计算受力情况：根据花键的几何形状和工作参数，可计算花键在受
力情况下的应力分布情况。

花键的主要受力方式包括拉伸、剪切和弯曲。

3.弹性应力校核：在弹性范围内，花键的应力应小于材料的屈服强度。

根据受力情况和材料特性，计算花键在拉伸、剪切和弯曲等情况下的最大
应力。

4.强度校核：根据花键的尺寸和几何形状，计算花键在最不利受力情
况下的最大应力，并与花键的材料特性进行比较。

如果应力小于材料的屈
服强度，则花键强度合格；否则，需要进行强度优化设计。

5.可靠性校核：在弹性应力校核的基础上，考虑实际工作环境的不确
定性和安全系数，进行可靠性校核。

根据可靠性理论，计算花键的安全系数，并与设计要求进行比较。

在实际工程中，渐开线花键的强度校核需要考虑多个因素，如花键的
几何形状、材料特性、受力情况、工作环境等。

其中，材料的强度和可靠
性是关键因素，需要根据材料的力学性能和可靠性参数进行校核。

总结起来，渐开线花键的强度校核是一个复杂的过程，需要综合考虑多个因素。

通过合理的计算和分析，可以确保渐开线花键的安全可靠性，提高工程的品质和可靠性。

强度校核什么是强度校核？强度校核是一种工程设计过程中的重要步骤，用于确定结构的承载能力是否满足设计要求。

通过对结构材料的强度和应力进行分析和计算，可以评估结构的安全性，并做出必要的调整和优化。

强度校核的重要性在工程设计中，强度校核是非常重要的，它直接关系到结构的安全性和性能。

如果结构的强度不满足设计要求，可能会发生结构失效的风险，导致灾难性后果。

因此，进行强度校核是确保工程结构安全可靠的必要步骤。

强度校核的步骤强度校核通常包括以下几个步骤：1. 确定设计要求在进行强度校核之前，需要明确结构的设计要求，包括所需的承载能力、要求的安全系数等。

这些要求将成为进行强度校核的依据。

2. 确定材料的强度根据结构所使用的材料，需要确定其强度参数，包括抗拉强度、屈服强度、剪切强度等。

这些参数将作为计算和分析的基础。

3. 计算结构的应力根据结构的载荷情况和几何形状，进行应力分析和计算。

通过计算得到的应力情况，可以评估结构是否满足设计要求，并确定可能存在的问题。

4. 进行强度校验将计算得到的应力与材料的强度进行比较，判断结构的强度是否满足设计要求。

如果强度不足，则需要对结构进行调整和优化，直到满足要求为止。

5. 编写强度校核报告根据实际的强度校核结果，编写强度校核报告，详细记录校核的过程和结果，并提出相应的建议和改进措施。

强度校核常见方法强度校核可以采用多种方法和理论进行计算和分析。

常见的强度校核方法包括以下几种：1. 极限强度设计方法极限强度设计方法是一种常用的强度校核方法，它基于结构在极限状态时的承载能力进行评估。

通过比较结构的极限承载力和设计要求的承载能力，来判断结构的强度是否满足要求。

2. 弹性理论校核方法弹性理论校核方法基于材料的弹性行为进行计算和分析。

它通过模拟结构在受力过程中的变形和应力分布，来评估结构的强度和安全性。

3. 塑性理论校核方法塑性理论校核方法适用于具有较大变形的结构，它考虑了结构在塑性变形区域的强度和稳定性。

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： []3min 5τTd ≥根据表12.3-2取[]MPa 35=τ 代入数据得：[]mm Td 69.73531805533min =⨯=≥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 3538.914.31216318016πT 33min max =<=⨯⨯===ττ 满足条件，所以设计合理。

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=270mmh 为截面高度δ为截面宽=75mm2、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⨯mm2A K =1)21ln(2-++Dh h h D A A =0.141 MPa MPa S t 1375.292.92270141.0107675.236910715.245=<=⨯⨯⨯⨯⨯=σσ 所以A-A 截面通过(2)截面B-B 内侧合成应力：5.2322st στσσ≤+=∑2)5.0(6707.0707.0δδσB B B B t h e Q D K F Qh -⨯+=M P a 88.7775378)5.12755.0(10715.26707.0270144.010835.237810715.2707.02545=⨯-⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯= B F Q 707.05.1⨯=τ=4510835.210715.2707.05.1⨯⨯⨯⨯=10.156 其中：B F =410835.2⨯mm2B K =0.144 代入5.2322s t στσσ≤+=∑得∑σ=79.85MPa ＜137MPa所以B-B 截面通过(3)截面C-C 内侧合成应力：5.221sττττ≤+=∑ 其中：纯剪切应力c F Q 5.11=τ=15.34MPa C F =410655.2⨯mm2 扭转应力：τδτW e Q )5.0(2-= 62210735.235475291.0⨯=⨯⨯==c h K W δτ 代入得τδτW 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 =220mm2、头部耳孔计算耳孔水平截面E-E 和垂直截面D-D 为危险截面截面E-E 中直径d1的耳孔内侧拉应力最大,5.2b S t Q σδασ≤= 代入数据得MPa MPa Q t 13725.4575108.25.310715.2b 25<=⨯⨯⨯⨯==δασ 所以E-E 截面通过在耳孔垂直面D-D 中，切向拉应力最大5.2)25.0()25.0(220220S t d h d d h Q σδσ≤-+= 代入数据得t σ=30.58MPa<137MPa所以D-D 截面通过三、钩身挠度计算：1、已知条件：钩身截面的垂直惯性矩3101039.4mm I ⨯=起升质量m=Kg 4103.5⨯小车运行加速度2/078.0s m =α吊耳中心到钩头中心距离L= 31002.2⨯mm弹性模量E= Pa 111010.2⨯动载系数5.15=φ2、挠度计算主要计算小车行驶方向钩身的最大挠度y ≤L/1000钩身垂直力P= N m 34510201.6078.0103.55.1⨯=⨯⨯⨯=αφ钩头的最大弯矩Nmm PL M 7331025.11002.210201.6⨯=⨯⨯⨯== 钩身的最大挠度EIPL y 33=代入数据得y=0.002mm<L/1000=2.02mm 所以钩身挠度符合使用要求。

0引言节能减排是当今社会各行各业共同追求的趋势，特别是在新能源汽车领域，发展混合动力系统的汽车企业比重不断增加，可见混合动力汽车是当前汽车产业的一个重要研究发展方向，拥有可观的市场前景。

混合动力系统中发动机内各结构的强度关系到整个动力系统的安全，本文将对混合动力系统中的电机轴强度进行计算，确定新研制的混合动力系统的电机轴是否满足要求。

1连接方式及边界条件图1为某混合动力系统的连接方式，分析可知，该方案下电机与发动机同轴布置，通过离合器将发动机与电机扭矩耦合，输出到变速器。

该方案下电机轴需要承受发动机与电机的合成扭矩，需要校核电机轴的承载能力是否符合要求。

进行校核的边界条件参数如表1所示。

图1混合动力系统连接方式校核对象单位/（Nm）发动机最大扭矩/（Nm）电机额定扭矩电机峰值扭矩1500 900 1800表1发动机及电机轴的承载能力边界条件参数2电机轴的受力分析从电机轴的具体结构图纸可知，电机轴的端入轴，与离合器采用矩形花键连接。

电机轴的输出端，与变速器采用渐开线花键连接。

可知该电机轴的强度校核应分为3部份：①输入端矩形花键的强度校核；②输出端渐开线花键的强订校核；③电机轴本体的强度校核。

3矩形花键强度校核3.1矩形花键参数矩形花键是指键齿两侧面为平行于通过轴线的径向平面的两平面的花键。

本例中矩形花键的参数如表2。

齿数大径小径齿工作长度104432.345表2电机轴输入端矩形花键参数3.2电机轴输入端矩形花键传递能力核算电机轴花键为矩形花键。

考虑安全系数S，取S=1.2时，矩形花键连接传递力矩为[3]：式中：[σp]———许用挤压应力，从由联接方式、零件材料和载荷性质确定取值100MPa[3]；ψ—各齿间载荷不均匀系数，一般取0.7-0.8，齿数较多时取偏小值；z———花键齿数，10；h———键齿工作高度，矩形花键，D为大径，44mm，d为小径，32.3mm，C为倒角，0.5mm；l———齿的工作长度，45mm（根据离合器磨擦片长度）；d m———平均直径，矩形花键。

渐开线花键强度校核1.确定花键尺寸：首先，需要确定花键的几何尺寸，包括齿顶直径D、齿根直径d、齿宽B和齿高h。

这些尺寸通常是根据设备的转矩和载荷要求来确定的。

2.计算花键的主要参数：根据花键的尺寸数据，可以计算出花键的主要参数，包括齿顶圆直径Da、齿根圆直径df、侧厚T1、顶厚T2和侧角α。

这些参数可以使用以下公式计算：Da=D+2hdf = d + 2hT1=B-hT2=T1+hα = atan((Da-df)/(2B))3.校核花键强度：校核花键的强度通常涉及两个方面，即弯曲强度和剪切强度。

a.弯曲强度校核：首先，需要计算花键的弯曲应力σb和弯曲扭矩Mb。

弯曲应力可以使用以下公式计算：σb=(32T1Mb)/(πd^3)其中，Mb为传递给花键的扭矩。

然后，需要计算花键的弯曲强度判据：σbc = 0.9σy / SF其中，σy为材料的屈服应力，SF为安全系数。

最后，将计算得到的弯曲应力σb与弯曲强度判据σbc进行比较。

如果σb小于σbc，则花键通过弯曲强度校核。

b.剪切强度校核：花键承受的剪切应力可以使用以下公式计算：τ=2Mb/(πd^2B)然后，需要计算花键的剪切强度判据：τc=0.75σy/SF最后，将计算得到的剪切应力τ与剪切强度判据τc进行比较。

如果τ小于τc，则花键通过剪切强度校核。

4.确定花键材料：校核花键强度的结果还需要考虑花键的材料特性。

需要选择一种适当的材料，以满足弯曲强度和剪切强度校核的要求。

综上所述，渐开线花键的强度校核需要根据花键的几何尺寸和传递的转矩，计算花键的主要参数，并进行弯曲强度和剪切强度的校核。

校核结果需要与材料的强度特性进行比较，以确定花键是否满足强度校核要求。

这一完整计算过程可以保证花键在工作时具有足够的强度和可靠性。