花键的强度校核
键的选择及平键的强度校核
一.键的选择 →(工作要求) 键的类型→按轴径 d选 键的b × h→选键长L(标准 ; 短于轮毂寛度) 表6-1 二.平键的强度校核
1.静联接 →压溃→挤压强度
p
2T 103 kld
p
2.动联接
→磨损→压强
p 2T 103 p
kld
圆头: l =L-b 平头: l =L 单圆头: l =不同时，如何选取？
（一般不会发生键的剪断，故一般不作剪断强度校核）
键的尺寸大小取决于轴径 d，不同轴径 d键的大小不同 一个键的强度不够可采用双键，但只按 1 . 5个计算
键的选择计算一般步骤 工作要求→ 键的类型
依轴径 d → 键的b × h
（查标准）
轮毂寛度B→ 选键长L (L＜B并套标准 ) 强度校核
键的强度校核
2．平键联接的强度校核
平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（如图15.26所示，沿a－a面剪断）。
设载荷为均匀分布，由图15.26可得平键联接的挤压强度条件
(15-25)
对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即
(15-26)
式中：T为转矩（N·mm）；
d为轴径（mm）；
h为键的高度（mm）；
l为键的工作长度（mm）；
[σp]为许用挤压应力（MPa）；
[P]为许用压强（MPa）（见表15.8）。
表15.8 键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa
注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。
若强度不够时，可采用两个键按180°布置（图15.27）。
考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按1.5个键计算。
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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
(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。
花键强度校核
牌号
20CrMnTi 40Cr 45
材料力学性能 抗拉强度[ห้องสมุดไป่ตู้b]
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
使用系数K1
工作机（输出端） 均匀、平衡 中等冲击 严重冲击
1
1.25 1.75或更大
1.25
1.5 2.00或更大
中等冲击
1.5
1.75 2.25或更大
σs
Mpa
齿面接触强度安全系数
SH
/
齿根弯曲强度安全系数
SF
/
使用系数
K1
/
齿侧间隙系数
K2
/
分配系数
K3
/
轴向偏载系数
K4
/
应力转换系数
K
/
齿面压溃许用应力
σH1
Mpa
齿面磨损许用应力
σH2
Mpa
弯矩
Mb
N·m
作用直径
dh
mm
应力集中系数
αtn
/
名义切向力
Ft
N
单位载荷
W
N/mm
剪切应力
τtn
Mpa
Mpa
461.5384615
Mpa
47.05909414
满足要求
Mpa
230.7692308
Mpa
253.7486071
不满足要求
Mpa
356.8376068
Mpa
189.4013449
D Db hS Dfenax
sin(a)
25 未经热处 21.65064 理
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。
强度校核的三种类型
强度校核的三种类型对于工程设计和结构分析而言，强度校核是一个至关重要的环节。
强度校核的目的是确保工程结构在服役条件下能够安全可靠地工作，不发生破坏。
在进行强度校核时，通常会考虑不同类型的载荷和不同的校核要求。
在本文中，我们将探讨强度校核的三种主要类型。
1. 极限状态校核极限状态校核是指在特定设计工况下，结构的承载能力或抗力能否满足设计要求的校核方式。
常见的极限状态包括弯矩抗弯、剪力抗剪、受压和受拉等。
在进行极限状态校核时，需要确定结构在这些极限状态下的承载能力，并与设计要求进行对比。
只有在承载能力满足或超过设计要求时，结构才能被认为合格。
极限状态校核通常采用一些理论模型和计算公式进行分析，以确定结构在极限状态下的受力情况。
工程师需要考虑材料的特性、结构的几何形状和荷载条件等因素，以确保结构在工作状态下不会发生失稳或破坏。
2. 极限效用校核极限效用校核是指根据结构在特定设计工况下的受力情况，对结构的安全可靠性进行综合评价的校核方式。
与极限状态校核不同，极限效用校核更注重结构的整体稳定性和可靠性，而非单一的承载能力。
在进行极限效用校核时，工程师需要考虑结构在全寿命周期内的安全性、可靠性和经济性等综合因素。
通过对结构的全面评估，确保结构在设计寿命内不仅能够承受各种外部荷载，还能保持结构完整性和稳定性。
3. 疲劳强度校核疲劳强度校核是指在结构受到交变载荷作用下，对结构在疲劳寿命范围内的可靠性进行评估的校核方式。
疲劳是指结构在反复载荷作用下逐渐发展到破坏的一种失效形式。
在进行疲劳强度校核时，工程师需要考虑结构在实际工作条件下的交变载荷，以及材料的疲劳特性。
通过疲劳寿命分析和疲劳裕度评估，确定结构在设计寿命内不会由于疲劳导致失效。
综上所述，强度校核包括极限状态校核、极限效用校核和疲劳强度校核三种类型。
每种校核类型都有其独特的特点和应用范围，通过综合运用这些校核方法，可以确保工程结构在设计、施工和使用阶段都能够安全可靠地工作，实现设计要求和客户期望。
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。
键的强度校核
平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（如图15.26所示，沿a－a面剪断）。
设ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ荷为均匀分布，由图15.26可得平键联接的挤压强度条件
(15-25)
对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即
(15-26)
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式中：T为转矩（N·mm）；
d为轴径（mm）；
h为键的高度（mm）；
l为键的工作长度（mm）；
[σp]为许用挤压应力（MPa）；
[P]为许用压强（MPa）（见表15.8）。
表15.8 键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa
注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。
若强度不够时，可采用两个键按180°布置（图15.27）。考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按1.5个键计算。
键的选择和平键联接的强度校核
键的选择和平键联接的强度校核
1．键的选择：键一般采用抗拉强度极限ss < 600 MPa的碳钢制造，通常用45钢。
⑴类型选择：键的类型应根据键联接的结构、使用特性及工作条
件来选择。
选择时应考虑以下各方面的情况：需要传递转矩的大小；联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离的长短；对于联接的对中性要求；键是否需要具有轴向固定的作用；以及键在轴上的位置（在轴的中部还是端部）等。
⑵尺寸选择：键的剖面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。
键的长度L一般按轮毂宽度定，要求键长比轮毂略短5~10 mm，且符合长度系列值。
2．平键联接的强度校核
平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（如图15.26所示，沿a－a面剪断）。
设载荷为均匀分布，由图15.26可得平键联接的挤压强度条件
(15-25)
对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即
(15-26)
式中：T为转矩（N·mm）；
d为轴径（mm）；
h为键的高度（mm）；
l为键的工作长度（mm）；
[σp]为许用挤压应力（MPa）；
[P]为许用压强（MPa）（见表15.8）。
表15.8 键联接的许用挤压应力和许用压强Mpa
注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。
若强度不够时，可采用两个键按180°布置（图15.27）。
考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按1.5个键计算。
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。
键的选择和平键联接的强度校核
键的选择和平键联接的强度校核
1．键的选择：键一般采用抗拉强度极限ss < 600 MPa的碳钢制造，通常用45钢。
⑴类型选择：键的类型应根据键联接的结构、使用特性及工作条
件来选择。
选择时应考虑以下各方面的情况：需要传递转矩的大小；联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离的长短；对于联接的对中性要求；键是否需要具有轴向固定的作用；以及键在轴上的位置（在轴的中部还是端部）等。
⑵尺寸选择：键的剖面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。
键的长度L一般按轮毂宽度定，要求键长比轮毂略短5~10 mm，且符合长度系列值。
2．平键联接的强度校核
平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（如图15.26所示，沿a－a面剪断）。
设载荷为均匀分布，由图15.26可得平键联接的挤压强度条件
(15-25)
对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即
(15-26)
式中：T为转矩（N·mm）；
d为轴径（mm）；
h为键的高度（mm）；
l为键的工作长度（mm）；
[σp]为许用挤压应力（MPa）；
[P]为许用压强（MPa）（见表15.8）。
表15.8 键联接的许用挤压应力和许用压强Mpa
注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。
若强度不够时，可采用两个键按180°布置（图15.27）。
考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按1.5个键计算。
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花键强度计算
σF] =σb/SF •K1•K2•K3•K4计算结果： σH <[σH]，安全σF =6hWcos α/（SFn*SFn）[σH1]=σ0.2 / SH•K1•K2•K3•K4W=Ft/(Z*l*cα)σH =W/hwFt=2000•T2hw=Dii-D T2 = T1×齿轮花键强度计算书一、 LC5T18 花键的强度计算已知条件计算结果：σv<[σv]，安全ρ[1+3.94/ρ+0.04）v = （ σFn 2 +3τtn 2 ）1/2（平方根） [σH1]=185MPa 安全（2）花键副长期无磨损时耐磨损能力计算 齿面压应力：σH =38.147 Mpa齿面磨损许用压应力[σH2]=0.3*60=18MPa 不能长期无磨损工作4.齿面耐磨损能力计算（1）花键副在10的8次方循环数以下工作耐磨损能力计算 齿面压应力：σH =38.147 Mpa 计算结果：σF <[σF ]，安全2计算符号说明σ0.2 ：花键材料屈服强度σb ：花键材料的拉伸强度[σH1] ：齿面磨损许用压应力，花键副在108循环数以下工作时的许用压应[σH2] ：齿面磨损许用压应力，花键副长期工作无磨损的许用压应力hw ：工作齿高，键齿的工作高度αD ：渐开线花键分度圆上的压力角h ： 全齿高W ：单位载荷，单一键齿在单位长度上所受的法向载荷Z ： 花键啮合的有效齿数l ： 内外花键相配合部分的长度Dee ：外花键大径基本尺寸Dii ：内花键小径基本尺寸D ：分度圆直径Die ：外σb/SF •K1•K2•K3•K4=6hWcos α/（SFn*SFn）=σ0.2 / SH•K1•K2•K3•K4Z*l*cos α)H =W/hw00•T2/Dm Dii-DeeT1×i1tn•αtnh/ρσFn 2 +3τtn 2 ）1/2（平方根）数以下工作时的许用压应力无磨损的许用压应力载荷。
花键强度校核程序
花键基础输入数据
Z
15
M
1.5
αD
30
drg
Dee
24
mm
Die
20.25
mm
Dii
21.23
mm
L
19
mm
X
0
ρ
0.2
花键强度校核（GB/T 17855-1999）
校核项目 计算值（MPa） 许用值（MPa） 齿面接触强度 σH 47 [σH] 275 齿根弯曲强度 σF 70 [σF] 432 齿根剪切强度 τFmax 334 [τF] 216 扭转与弯曲强度 σv 178 [σv] 344 齿面耐磨损能力 σH 47 [σH1] 205 长期无磨损能力 σH 47 [σH2] 24
T
180
Nm
材料的屈服强度
σ 0.2 780 Mpa
材料的拉伸强度
σb
980 Mpa
弯曲强度的计算安全系数
SF
1
齿面接触强度的计算安全系数 SH 1.25
使用系数
K1
1.25
齿侧间隙系数
K2
1.1
分配系数
K3
1.1
轴向偏载系数
K4
1.5
转换系数
K
0.15
齿面耐磨损许用压应力
[σ H1] 205 Mpa
齿面耐磨损许用压应力
[σ H2]
24
Mpa
弯矩
Mb
0
Hale Waihona Puke Nm/T 17855-1999）
校核结果
通过 通过 齿根剪切强度能力不足 通过 能在10e8循环次以下正常工作 不能长期无磨损工作
键的强度校核
键的强度校核
2．平键联接的强度校核
平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断（如图所示，沿a－a面剪断）。
设载荷为均匀分布，由图可得平键联接的挤压强度条件
(15-25)
对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即
(15-26)
式中：T为转矩（N·mm）；
d为轴径（mm）；
h为键的高度（mm）；
l为键的工作长度（mm）；
[σp]为许用挤压应力（MPa）；
[P]为许用压强（MPa）（见表）。
表键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa
注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。
若强度不够时，可采用两个键按180°布置（图）。
考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中可按个键计算。