输入花键轴和花键设计校核
渐开线花键强度校核
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。
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：打开某一包含花键（Spline/Interferance fit）的模型，在树型框中选择该花键，点击其属性，如下图示：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：在设置花键详细参数的同时，点击图形显示区上部的报告命令“Report”，即可观察所设计花键的齿形和相应参数，如下图：内外花键的详细参数如下：在属性栏中输入设计参数，右边的图表和参数报告也会随之相应变化，以花键的齿根类型为例：平齿根花键齿形图（Flat Root）圆齿根花键齿形图（Fillet Root）2、花键的强度校核分析MASTA的花键设计与强度校核模块提供两种校核标准：GBT和SAE。
在花键设计的属性栏中的“Spline Rating Type”项下选择GBT或SAE，即可用相应的标准对所选花键进行强度校核，如下图：运行系统变形分析，在树形框中选择相应的花键并选择相应的工况，在“Report”栏中可以查看花键在该工况下的校核结果。
2.1、国标（GBT）的校核结果：对于齿面接触应力、齿根弯曲应力、齿根最大剪切应力和当量应力MASTA会给出计算值（Calculated）和许用值（Allowable），如果要保证花键工作安全，应满足计算值小于等于许用值。
上表中给出内外花键受力和位移的具体计算结果。
Inner代表内花键，Outer代表外花键。
2.2、SAE的校核结果：）和许用值（Allowable），如果要保证花键工作安全，应满足计算值小于等于许用值。
上表中给出内外花键受力和位移的具体计算结果。
Inner代表内花键，Outer代表外花键。
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 3zhld10·2ΨT ≤[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；mmh ——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 /2T=64×23518×0.32÷2=240824N ·mσp =m 3zhld10·2ΨT =65≤[σp ]。
矩形花键校核
参数 花键输入扭矩T 外花键大径D 内花键小径d 结合长度L 最小键宽Sfn 键数N 材料屈服强度σ0.2 材料抗拉强度σb
间接参数
平均圆直径dm 全齿高h 工作齿高hw
名义切向力Ft 载荷计算 单位载荷W
单位 N.m mm mm mm mm
Mpa Mpa
mm mm mm
N
值 22000.00
M（p1.a25~1.5 ）
MPa
合格ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
35.81 1.40 1.25 1.20 1.30 1.40
252.49
齿根弯曲应力σF
齿根抗弯强度 校核
抗弯强度的计算安全系数SF
齿根许用弯曲应力[σF]
比较σF/[σF]
Mpa （1.25~2.0 0） Mpa
合格
23.13
1.50 263.74
转换系数K 作用直径dh
103.00 90.50
254.00 19.05 8.00
965.00 1080.00
96.75 6.25 6.25
454780.36 223.81
齿面压应力σH
齿面接触强度的计算安全系数SH
齿面接触强度 校核
使用系数K1 齿侧间隙系数K2
分配系数K3
轴向偏载系数K4
齿面许用压应力[σH]
比较σH/[σH]
0.45
mm
95.44
齿根抗剪强度
切应力τtn 齿根圆角半径ρ 齿根抗剪强度 h/ρ 应力集中悉数atn 齿根最大切应力τFmx 许用切应力[τF] 比较τFmx/[τF]
Mpa mm
MPa MPa
128.88 0.50
12.50 3.80
489.96 131.87
键、花键结合的精度设计与检测
内花键
外花键
小径d定心
14
二. 矩形花键结合的精度设计
1. 尺寸公差带与装配型式 （ 见表8.4 ）
（1）基准制 — 基孔制(H)
（2）标准公差等级
（3）基本偏差
（4）公差带
15
2. 几何公差 （1）小径采用包容要求 ；
内花键
外花键
16
（2）一般规定位置度，并采用最大实体要求 位置度公差用于控制对称度和等分度误差。
11
例 8.1： 某轴孔配合为φ25H8/h7，采用正常普通平键联结，试 确定轴槽和轮毂槽的公差，并将它们标注在零件图上。(8级)
轴槽标注示例图
轮毂槽标注示例图 12
轴结构示例图
13
8.2 矩形花键结合的精度设计
一. 矩形花键的几何参数和定心方式 其表示方法为：N×d×D×B＝6×23×26×6
6×23H7／h7×26H10／a11×6H9／h10
30
课堂练习答案 将下述要求标注在下图中。
(1) 小端 d1 40h7 (2) 键槽对称度公差为0.02
（3）小端d1轴线对大端d2右端面垂直度公差为Φ 0.03。
31
本章重点:
1.平键和矩形花键结合的特点(标准件、键与键槽侧面配合，既 平行平面结合；
2.平键和矩形花键结合的公差(尺寸公差带、几何公差和表面粗 糙度)的选用及其图样标注；
作业: 思考题2、4、5，作业题1、2
26
作业题 ：答 案
作业题1：某减速器中输出轴的伸出端与相配件孔的配合为 Φ45H7／m6，并采用正常联结平键。 试确定轴槽和轮毂槽剖面尺寸和极限偏差、键槽对称度公 差和表面粗糙度Ra的上限值。
图8.8 花键位置度公差
花键轴加工工艺及花键滚刀设计
3）零件轴向的定位基准选择在外花键圆柱段以 及φ95轴段的外圆表面。
机床选择：
机床
C620-1卧式车床 X63卧式铣床 MD118磨床 Y3150E滚齿机 Y4250剃齿机
用途 粗、精车外轮廓，车削退刀槽
及螺纹 粗、精铣花键键槽 磨削各轴段外圆表面
模数 螺旋角 齿根高系数 齿向公差
公法线长度
公法线长度公差 螺旋副中心距极
限偏差
mn=12 β=0° hf=1.25 FB=0.016 W=95.189 mm
FW=0.025
a+fa=744 ±0.04
主要表面加工方法：
加工表面
精度等级
花键轴右端面
IT7
花键轴左端面
IT11
Φ10中心孔
IT10
花键槽
花键滚刀设计
根据花键轴花键尺寸，参考《复杂刀具设计手 册》，选定的花键滚刀基本尺寸及槽数如下表：
花键.轴尺寸 n—D×d×b
滚刀 外径 Deg
总长度 L
轴台 外径 D1
轴台 长度
l1
孔径 d
槽数 zg
10—88×82×12 100
85
55
4
32
14
花键滚刀齿形计算
花键滚刀齿形计算
5）花键侧在节圆上的齿形角：
6）滚刀齿形最大齿形角：
过渡曲线高度验算
加工出的键齿直线部分高度：
其中g为过渡曲线高度，如图所示：
确定花键滚刀齿形
计算确定花键滚刀的法向齿形，常用的方法有： 1）计算法； 2）代圆弧法； 3）查表法。
采用代圆弧法计算得出以下结果：
渐开线花键强度校核(完整计算)
≤1.0
l/dm >1.0-1.5
1.1-1.3
1.2-1.6
1.2-1.5
1.4-2.0
1.3-1.7
1.6-2.4
1.4-1.9
1.8-2.8
1.5-2.1
2.0-3.2
1.2-1.6
1.3-2.1
1.3-1.8
1.5-2.5
1.4-2.0
1.7-2.9
1.5-2.2
1.9-3.3
1.6-2.4
/
1
K1
/
1.25
K2
/
1.1
K3
/
1.1
K4
/
1.5
K
/
0.15
σH1
Mpa
110
σH2
Mpa
9.4
Mb
N.m
0
dh
mm 22.8375
αtn
/
2.181987
Ft
N
37500
W
N/mm 51.54913
τtn
Mpa 192.4141
[σH]
Mpa 294.4353
σH
Mpa 52.60115
满足要求
牌号 20CrMnTi
40Cr 45
材料力学性能
抗拉强度[σ b]
1080 980 600
屈服强度[σ s]
835 785 355
原动机(输入端)
均匀、平衡 轻微冲击 中等冲击
使用系数K1
均匀、平衡 1.00 1.25 1.50
工作机(输出端) 中等冲击 1.25 1.50 1.75
严重冲击 1.75或更大 2.00或更大 2.25或更大
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=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。
渐开线花键强度校核
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。
(完整word版)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=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。
DIN5480花键参数及校核
DIN5480花键参数及校核DIN 5480是德国标准化协会（Deutsches Institut für Normung）制定的一项用于花键连接传动的标准。
它定义了花键的尺寸和几何参数，并提供了校核方法。
本文将详细介绍DIN 5480花键的参数和校核方法。
1.花键的基本概念和分类：花键是一种常用的轴向传动元件，用于传递转矩和承受压力。
它通过花键槽和花键配合，实现轴与轴套之间的连接。
根据花键的形状，DIN5480将其分为以下几类：平头花键、圆头花键和竖齿花键。
2.花键的尺寸参数：3.花键的校核方法：为确保花键连接的可靠性和安全性，需要进行校核。
校核主要包括静态校核和疲劳强度校核。
-静态校核：静态校核是通过比较花键的强度和工作条件下的载荷来确定花键的可靠性。
在静态校核中，需要考虑花键的弯矩强度、剪切强度和接触强度。
弯矩强度校核包括花键槽弯矩、压缩弯矩和相对转角的计算。
剪切强度校核则是根据花键的宽度计算剪切应力。
接触强度校核考虑了花键和轴套之间的接触压力和接触变形。
-疲劳强度校核：疲劳强度校核是通过比较花键在循环载荷下的疲劳寿命和实际使用条件下的循环载荷来确定花键的可靠性。
在疲劳强度校核中，需要考虑花键的应力集中系数、载荷系数和材料疲劳极限等。
4.校核结果的评估：校核完成后，需要对校核结果进行评估。
一般来说，校核结果的评估主要包括两个方面：强度和寿命。
强度评估可以通过比较花键的弯曲应力和剪切应力与材料的极限强度来判断。
寿命评估可以通过比较花键的循环载荷和疲劳寿命来判断。
总结：DIN5480是用于花键连接传动的德国标准，对花键的尺寸和校核进行了详细的规定。
花键的校核主要包括静态校核和疲劳强度校核，需要考虑花键的弯矩强度、剪切强度、接触强度和疲劳寿命等。
在校核结果的评估中，需要对花键的强度和寿命进行评估，以确保其可靠性和安全性。
花键轴检验标准
花键轴检验标准一、尺寸精度1.轴的直径尺寸应符合设计要求，一般轴径偏差应不大于轴径公差的50%。
2.花键轴的外径尺寸应符合设计要求，一般外径偏差应不大于外径公差的50%。
二、形状精度1.花键轴的键齿形状应符合设计要求，键齿的两侧面应平行、对称。
2.花键轴的键齿两侧面应垂直于轴线，其垂直度误差应不大于0.01mm。
三、位置精度1.花键轴的键齿与轴线的偏移量应不大于0.1mm。
2.花键轴的键齿间距离的偏差应不大于0.1mm。
四、表面粗糙度1.花键轴的键齿表面粗糙度应不大于Ra3.2μm。
2.花键轴的非键齿部分（轴肩、端部等）表面粗糙度应不大于Ra6.3μm。
五、键齿材质1.花键轴的键齿材料应符合设计要求，一般为合金钢、碳素钢等。
2.材料的化学成分和力学性能应符合相关标准规定。
六、硬度1.花键轴的硬度应符合设计要求，一般为HRC50～65。
2.硬度检测方法可采用洛氏硬度计进行测量。
七、抗疲劳性能1.花键轴应具有一定的抗疲劳性能，应按照设计要求进行抗疲劳试验。
2.试验方法可采用循环加载试验机进行，试验条件和加载频率应根据具体设计要求确定。
八、耐腐蚀性能1.花键轴应具有一定的耐腐蚀性能，应按照设计要求进行耐腐蚀试验。
2.试验方法可采用盐雾试验、浸渍试验等，试验条件和时间应根据具体设计要求确定。
九、键齿损伤1.花键轴的键齿不应有明显的损伤和磨损，如发现损伤应及时修复或更换。
2.损伤修复后应重新进行精度检测和硬度测试，确保满足使用要求。
十、装配配合1.花键轴在装配过程中应与配合件保持良好的配合关系，无卡滞现象。
2.装配后应对配合面进行检测和调整，确保花键轴的正常运转和使用寿命。
花键轴加工工艺及花键滚刀设计
花键轴加工工艺及花键滚刀设计花键轴加工工艺指的是制造花键轴时所采用的加工方法和流程。
花键轴是一种常用于传动轴的零件，它具有花键的特殊结构，在传递力矩时能够实现良好的传动效果和轴向定位。
花键轴的加工工艺一般包括以下步骤：1. 设计花键轴的零件图纸，确定花键的位置和尺寸。
根据轴的使用要求和承载能力，确定轴的材料和硬度。
2. 将轴的原材料切割成适当长度，并进行表面处理，如去除毛刺和氧化层。
3. 将轴的定位面加工成相应的形状和精度。
该步骤通常采用车床或铣床进行，以保证花键轴在组装时能够正确定位。
4. 根据设计要求，在轴上切削出花键槽。
花键槽的形状和尺寸应与配套的花键滚刀相匹配，以确保良好的传动效果。
5. 进行热处理，以提高花键轴的强度和硬度。
热处理过程包括加热、保温和冷却，根据轴材料的不同，采用的热处理方法也有所不同。
6. 进行精加工，如研磨和拉伸。
这些工艺可以进一步提高花键轴的表面光洁度和尺寸精度。
花键滚刀是用于加工花键槽的专用刀具。
它的设计应根据花键轴的尺寸、形状和加工要求进行。
花键滚刀的设计要考虑以下因素：1. 花键槽的形状和尺寸。
滚刀的刀头需要与花键槽相匹配，以确保加工出合适的花键。
2. 花键轴的材料和硬度。
滚刀的材料应具有足够的硬度和耐磨性，以保证长时间的使用寿命。
3. 滚刀的刀片数量和排列方式。
根据花键槽的尺寸和要求，确定滚刀的刀片数量和排列方式，以提高加工效率和质量。
4. 滚刀的材质和涂层。
合适的材质和涂层可以提高滚刀的切削性能和耐磨性，减少切削力和热量的产生。
在实际加工中，花键轴的加工和花键滚刀的设计是相互影响的。
合理的工艺和设计可以提高加工效率和质量，同时减少成本和资源的浪费。
因此，在进行花键轴加工之前，需要充分考虑设计要求和加工工艺的问题，以确保最终产品的性能符合要求。
续写相关内容：7. 加工表面处理。
花键轴的加工完成后，需要对其表面进行处理，以提高表面质量和耐腐蚀性。
常见的表面处理方法包括镀铬、热浸镀锌、阳极氧化等。
花键轴检验标准
花键轴检验标准
花键轴的检验标准通常包括以下几个方面：
1. 花键轴的几何尺寸检验：包括花键轴的直径、长度、圆度、平行度等几何尺寸参数的测量和检验，以确保花键轴的几何形状符合设计要求。
2. 花键轴的表面质量检验：包括表面光洁度、表面硬度等表面质量指标的测量和检验，以确保花键轴的表面质量满足使用要求。
3. 花键轴的力学性能检验：包括花键轴的抗拉强度、屈服强度、硬度等力学性能参数的测量和检验，以确保花键轴在使用过程中具有足够的强度和耐久性。
4. 花键轴的装配性检验：包括花键轴的配合间隙、花键轴与配合件的互换性等装配性参数的检验，以确保花键轴能够正确、稳定地与配合件组装。
以上是一般的花键轴检验标准，具体的检验标准可能还会根据实际应用和产品要求进行一定的调整和补充。
对于特定的花键轴产品，还需要根据具体的设计和制造要求制定详细的检验标准。
花键轴设计含全套图纸
花键轴设计含全套图纸一、花键轴的应用与特点花键轴广泛应用于各种机械装置中，如汽车变速器、机床传动轴、航空航天设备等。
其主要特点包括：1、承载能力强：能够承受较大的扭矩和轴向力。
2、导向性好：确保轴与配合件之间的精确相对运动。
3、对中性高：能够保证传动的平稳和准确性。
二、设计前的准备工作在开始设计花键轴之前，需要明确以下几个关键因素：1、传递的功率和扭矩：这是确定轴的尺寸和强度的重要依据。
2、转速：影响轴的疲劳寿命和动态特性。
3、工作环境：包括温度、湿度、腐蚀性等，以选择合适的材料和防护措施。
三、材料选择合适的材料对于花键轴的性能和寿命至关重要。
常见的材料有：1、中碳钢：如 45 钢，具有较好的综合机械性能，成本相对较低。
2、合金钢：如 40Cr、42CrMo 等，具有更高的强度和耐磨性，但价格较高。
材料的选择需要综合考虑成本、性能要求和加工工艺等因素。
四、花键轴的结构设计1、轴的直径和长度：根据传递的扭矩和弯矩，通过强度计算确定轴的最小直径。
同时，考虑安装和支撑方式，确定轴的合理长度。
2、花键类型：常见的有矩形花键、渐开线花键等。
矩形花键加工方便，渐开线花键承载能力高，根据具体需求选择。
3、花键参数：包括齿数、模数、压力角、齿宽等，这些参数的确定需要考虑传递扭矩、空间限制和加工工艺等因素。
五、强度校核在完成初步设计后，需要对花键轴进行强度校核，以确保其在工作过程中不会发生失效。
强度校核包括：1、扭转强度校核：计算轴所承受的最大扭矩是否超过材料的许用扭矩。
2、弯曲强度校核：考虑轴在工作时所受的弯矩，确保轴的弯曲应力在允许范围内。
3、疲劳强度校核：对于频繁启停或承受交变载荷的轴，需要进行疲劳强度校核，以评估其使用寿命。
六、加工工艺花键轴的加工工艺直接影响其精度和质量。
常见的加工方法有：1、铣削：适用于矩形花键的加工。
2、滚齿：常用于渐开线花键的加工。
在加工过程中，需要严格控制加工精度和表面质量，以保证花键轴的性能。
键、花键配合的精度设计
3、表面粗糙度的选择：
矩形花键的表面粗糙度轮廓幅度参数Ra的上限
值推荐如下：
内花键：小径表面不大于0.8μm,键槽侧面不大
于3.2μm,大径表面不大于6.3μm。
外花键：小径表面不大于0.8μm,键槽侧面不大
于0.8μm,大径表面不大于3.2μm。
4、内、外花键标注示例
矩形花键的尺寸公差带代号和配合代号按照花
三、平键配合的精度设计
包括：
尺寸精度设计； 形位精度设计；
表面粗糙度的精度设计
1、尺寸精度设计
平键联结的基本构成 ：平键联结是由键、轴
键槽、轮毂键槽构成。在工作时，通过键的侧
面与轴槽和轮毂槽的侧面相互接触来传递转矩。
平键联结的配合尺寸：键和轴槽、轮毂槽的宽 度尺寸是配合尺寸。其余尺寸，如键高、键长、 轴槽深、轮毂槽深等都属于非配合尺寸。
孔、轴定心精度高和导向精度高等优点。
矩形花键结构示例
1、尺寸精度设计
矩形花键的基本尺寸 ：基本尺寸有
小径d、大径D、键槽宽B。
键数规定为偶数，分别为6、8、10
三种。
1、尺寸精度设计
尺寸精度的规定：花键联结的主要要求是保证
内、外花键的同轴度，以及键侧面与键槽侧面
接触均匀，保证传递一定的转矩。为此，必须
2、形位精度设计
对矩形花键的形位公差做如下规定：
因为小径是花键联结的定心尺寸，必须保证 其配合性质，所以内、外花键小径d的极限 尺寸应遵守包容原则，即花键孔和轴的小径 不能超越最大实体边界。
为保证装配性和键侧受力均匀，规定花键的 位置度公差应遵守最大实体原则，即不能够 超过实效边界。
DIN5480花键参数及校核
校核计算（参考GB/T 17855-1999）
参数 花键齿数 花键模数 压力角 高变位系数 齿顶高 齿根高 齿根高 齿根高 节圆直径 内齿顶圆直径 内齿根圆直径 内齿根圆直径 内齿根圆直径 外齿顶圆直径 外齿根圆直径 外齿根圆直径 外齿根圆直径 外花键齿厚 内花键齿槽宽 齿根圆角半径
参数代码 z m α X Hap
Hfp(拉刀) Hfp(滚齿) Hfp(插齿)
D Da2 Df2(拉刀) Df2(滚齿) Df2(插齿) Da1 Df1(拉刀) Df1(滚齿) Df1(插齿) S1 e2 ρ
输入
名称
参Байду номын сангаас代码 输 入
24 输入扭矩
T
1433
2 弯矩
Mb
0
30 结合长度
L
50
-0.05 材料的屈服强度
50.400 齿面耐磨损许用压应力
[σH1]
75
49.600 齿面耐磨损许用压应力
[σH2]
50
45.600 45.400 45.200 3.026 3.026 0.320
备注： 1.黄色区域输入相关参数； 2.DIN5480花键参数计算仅计算大小径和齿厚等， 公差等查阅DIN5480-1-2006； 3.校核计算参考GB/T 17855-1999花键承载能力计 算方法；校核按照拉刀加工方式计算的参数校核。
花键强度校核结果（GB/T 17855-1999）
校核项目
计算值（MPa） 许用值（MPa）
校核结果
齿面接触强度 σH 31.92 [σH] 252
通过
齿根弯曲强度 σF 38.45 [σF] 396
通过
扭转与弯曲强度 σv 140.84 [σv] 315
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、性能参数选择以与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：根据表12.3-2取[]MPa 35=τ 代入数据得：<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 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:左边花键：同样满足强度.（3）最后校核轴的扭转刚度,根据公式：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,4mm ,对于圆轴,324d 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 -=ϕ 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： 计算它的名义切向力为： 可以求出它的单位载荷, 〔1〕齿面压应力：计算齿面许用压应力: 计算结果[]H H σσ<,满足要求. 〔2〕齿根弯曲应力的计算公式：按照设计手册,计算齿根许用弯曲应力为： 计算结果[]F F σσ<,设计安全. （3）齿根剪切应力的校核：因为 []F m ττ< ,所以满足条件. （4）扭转与弯曲强度校核： 许用应力：计算结果[]v v σσ<,因此安全. （5）静连接静应力校核：计算得知[]MPa F 6401=<-σσ 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：1011811102877246d 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.。
花键轴的设计与校核
花键轴的设计与校核（1）轴设计参数1136.89kw 0.9836.15kw P P η=⋅=⨯=1n =n =10r/min()1119550/955036.15/1034523.25N m T P n ==⨯=⋅（2）初步估算轴的直径min d =A=98 min 98150.4mm d = 取min d =155mm（3）花键设计计算花键材料轴材料选30CrMnTi 调质处理，花键模数取m=5；齿数取z=29；渐开线齿形，平根，压力角为30度。
分度圆直径529145mm D mz ==⨯=基圆直径cos 529cos30125.6mm b D mz ο=∂=⨯⨯=内花键大径基本尺寸：( 1.5)530.5152.5mm ei D m z =+=⨯=内花键小径基本尺寸：max 2ii Fe F D D C =+0.10.5F C m ==2max Fe D = 0.63hs m ==max 2139.4mmFe D ==139.420.5140.4mm ii D =+⨯=；外花键大径基本值：(1)5(291)150mm ee D m z =+=⨯+=；外花键小径基本值：( 1.5)5(29 1.5)137.5mm ie D m z =-=⨯-=；花键强度验算： 静连接2p mT zhld σψ= 式中，ψ——齿间载荷分配不均匀系数，一般取0.7～0.8;z ——花键齿数；h ——花键齿侧面的工作高度，mm 。
对矩形花键()0.52h D d c =--，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；m d ——花键的平均直径，mm 。
对矩形花键()0.5m d D d =+，对渐开线花键m d d =，其中d 为分度圆直径；l ——齿的工作长度，mm ；许用挤压应力为p σ⎡⎤=⎣⎦120～220MPa不均匀系数0.75ψ=2234523.25100010.2MPa 0.75295430145p m T zhld σψ⨯⨯===⨯⨯⨯⨯p p σσ⎡⎤<⎣⎦强度合格。
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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 33min 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
16.62032364641614.33180
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
=∑⨯=ϕ
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 -=ϕ
[]m /)( ϕϕ≤
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
/162031802T 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 97.26.1714.33180161633
=÷÷⨯==πτ []MPa F 63.40226.81==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=⨯⨯⨯⨯⨯==
ϕσ
计算得知[]MPa F 6401
=<-σσ 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。