花键校核

花键轴的设计与校核
花键轴的设计与校核
（1）轴设计参数
（2）初步估算轴的直径，查表取A=98
取155mm
（3）花键设计计算
花键材料轴材料选调质处理，花键模数取；齿数取；渐开线齿形，平根，压力角为30度。

分度圆直径
基圆直径
内花键大径基本尺寸：
内花键小径基本尺寸：；
外花键大径基本值：；
外花键小径基本值：；
花键强度验算：
静连接
式中，——齿间载荷分配不均匀系数，一般取0.7～0.8;
——花键齿数；
——花键齿侧面的工作高度，mm。

对矩形花键，其中D和d分别为花键轴的外径和内径，c为齿顶的倒圆半径，对渐开线花键h=m，其中m为模数；
——花键的平均直径，mm。

对矩形花键，对渐开线花键，其中d为分度圆直径；
——齿的工作长度，mm；
许用挤压应力为120～220MPa
不均匀系数
强度合格。

文档内容仅供参考。

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。

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(2）截面B —B 内侧合成应力：5.2322s t στσσ≤+=∑ 2)5.0(6707.0707.0δδσB B B B t h e Q D K F Qh -⨯+= MPa 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。

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。