输入花键轴和花键设计校核

1、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n 900r/min ；轴所传递的扭矩T 3.18 103N mm(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b 640MPa，屈服强度极限 s 355MPa，弯曲疲劳极限1 275MPa，剪切疲劳极限 1 155MPa，屈服许用弯曲应力为-可编辑修改-1 60MPa(3)根据机械设计手册式12.3-1计算轴的最小直径:d min5T3 根据表12.3-2取35MPa代入数据

2、得:d min3 5 31807.69mm35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 GB/T276 94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N d D B 6 16 20 4，其轴径为 20mm ,，右端为GB/T276 94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

3、花键N d D B 6 24 28 8的长度为 7mm，有段突出部分轴径 12mm，长度也是至此，已初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。步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径(mm)1228252017长度(mm)127864.574.1.2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maxTTtd min163180 16123 3.149.38MPa35MPa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Ft22Td22 318056113.57NFr2 Ft2 tanc

4、os i 113.57 0.364 0.786 32.49N32.49N，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 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：di432 D31803.14 1644 6 4 36232 206.16MPa1左边花键:Mdl4 B N D d D d32 D31803.14 2444 6 4 52232 281.99MPa1同样满足强度。(3 )最后校核轴的扭转刚度，根据公式：5.3710 也()/mLG i 1 Ipi式中：T轴所受的扭矩，N mm;G轴的材料的剪切弹性模

5、量，MPa对于45钢，G 8.1 104;Ip轴截面的极惯性矩,mm4,对于圆轴，Ipd432L阶梯轴受扭矩作用的长度，mm ；Ti、|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0.5 1( )/m()/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：f7a114竺d10计算它的名义切向力为:2Tdm2 318020 16 /2353.3N可以求出它的单位载荷,Ft名z l353.3

6、6 341.73N / mm(1)齿面压应力:WHhw1 730.865MPa2计算齿面许用压应力：640H Su K1 K2 K3 K41.4 1.75 1.5119.5MPa1 1.5计算结果H H，满足要求。(2)齿根弯曲应力的计算公式:翌 6 2 J73 1.30MPaSFw42按照设计手册,计算齿根许用弯曲应力为:640SFK1K2K3K42.0 1.75 1.51 1.581.26MPa计算结果FF，设计安全。(3)齿根剪切应力的校核:dk16 0.5 16D16T16 3180 3.14 17.634 2017.6mmdk381640.63MPa2.97MPa(4)(5)因为 m F，所以满足条件。扭转与弯曲强度校核:许用应力:计算结果v静连接静应力校核:Fa23 m2 03 2.9725.14MPa640SFK1K2K3K4因此安全。81.26MPa2 1.75 1.5 1 1.52T2 31801.15MPaZhldm 0.75 6 2 34 18计算得知f i 640MPa 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：N d D B 6