花键强度检核
键和花键联结的公差与检测

键和花键联结的公差与检测键联结和花键联结广泛用作轴与轴上传动件(如齿轮、带轮、联轴器等)之间的可拆联结,用以传递转矩。
当轴与传动件之间有轴向相对运动要求时,键联结和花键联结还能起导向作用,如变速箱中变速齿轮花键孔与花键轴的联结。
键又称单键,可分为平键、半圆键、切向键和楔形键等几种,其中平键又分为普通平键和导向平键两种。
平键联结制造简单,装拆方便,因此应用颇广。
花键分为矩形花键和渐开线花键两种。
与平键联结相比较,花键联结的强度高,承载能力强。
矩形花键联结在机床和一般机械中应用较广。
渐开线花键联结与矩形花键联结相比较,前者的强度更高,承载能力更强,且具有精度高、齿面接触良好、能自动定心、加工方便等优点,在汽车、拖拉机制造业中已被广泛采用。
为了满足普通平键联结、矩形花键联结和圆柱直齿渐开线花键联结的使用要求,并保证其互换性,我国发布了GB/T1095—2003《平键键槽的剖面尺寸》、GB/T1144—2001《矩形花键尺寸、公差和检测》和GB/T 3478—1995《圆柱直齿渐开线花键》等国家标准。
§1 普通平键联结的公差、配合与检测一、普通平键和键槽的尺寸普通平键联结见图11-1所示,由键、轴键槽和轮毂键槽(孔键槽)等三部分组成,通过键的侧面和轴键槽及轮毂键槽的侧面相互接触来传递转矩。
因此在普通平键联结中,键和轴键槽、轮毂键槽的宽度b是配合尺寸,应规定较严格的公差;而键的高度h和长度L以及轴键槽的深度t1和长度L、轮毂键槽的深度t2皆是非配合尺寸,应给予较松的公差。
二、普通平键联结的公差与配合1.普通平键和键槽配合尺寸的公差带和配合种类普通平键联结中,键由型钢制成,是标准件。
因此,键和键槽宽度b的配合采用基轴制。
GB/T1095—2003规定的键和键槽宽度公差带均从GB/T1801—1999《极限与配合公差带和配合的选择》中选取,见图11-2,对键的宽度规定一种公差带h8,对轴和轮毂键槽的宽度各规定三种公差带,以满足不同用途的需要。
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 ]。
输入花键轴和花键设计方案校核

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。
键与花键的检测

任务分析
单件小批量生产时,对键尺
寸、键槽宽16N9、轮毂
槽宽16JS9采用游标卡尺
测量,轴槽尺寸(d- t1
)50用外径千分尺或游
标卡尺测量,轮毂槽尺
寸(d+t2)用内径千分
图12-7
尺或游标卡尺测量。
轴槽对称度可在V形块上用百分表测量(图12-2),轮毂槽对称度用轮岗槽对称度
量规测量(图12-3)。
图12-8
在成批生产时,花键的单项测量用极限量规检测(图12-5),几何误差用综 合量规检测(图12-6)。
接下来测量沿键槽长度方向 的对称度误差,取长度方向 指示表读数最大差值: f2=maxΔa 最后取f1、f2中较大值为对 键槽的对称度误差。
项目12 键与花键的检测
在大批量生产中,一般用综合量规检验对称度,只要量规通过既为合 格。如图12-3为轮毂槽对称度量规,12-4为轴槽对称知识点2 矩形花键的检测
花键的测量分为单项测量和综合检验,包括对定心小径、键宽、大径的三个 参数检验,而每个参数都有尺寸、位置、表面粗糙度的检验。 1、单项测量
单项测量就是对花键的单个参数小径、键宽(键槽宽)、大径等尺寸、位置 、表面粗糙度的检验。单项测量的目的是控制各单项参数的精度。在单件、小批 生产时,花键的单项测量通常用千分尺等通用计量器具来测量。在成批生产时, 花键的单项测量用极限量规检验,如图12-5所示。
大批量生产时,对键和键槽尺寸可用极限量规控制(图12-1),轮毂槽对称度用
轮岗槽对称度量规测量,轴槽对称度用轴槽对称度量规测量(图12-4)。
表面粗糙度可以比较法或便携式表面粗糙度仪进行检测。
项目12 键与花键的检测
任务2. 对图12-8中的矩形花键连接选择合适的量具进行检测。
花键的公差及检测

半圆键
一般联结 较紧联结
N9
Js9
p9
p9
定位及传递扭矩
返回
图7-3 键槽尺寸和公差的标注示例
返回
图7-4 矩形花键主要尺寸
返回
表7-3 内外花键的尺寸公差带
返回
图7-5 花键位置公差标注
返回
表7-4 花键位置度公差
3 键槽宽或键宽B
键槽宽
滑动、固定 键宽
紧滑动
0.010 0.010 0.008
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7.2 矩形花键的公差与配合
2)内、外花健除尺寸公差外,还有形位公差要求。在大批 大量生产条件下,为了便于采用综合量规进行检验,花键的 形位公差主要是控制键(键槽)的位置度误差(包括等分度 误差和对称度误差)和键侧对轴线的平行度误差。
位置度公差和对称度公差按表7-4和表7-5确定,标注形式 如图7-5所示。
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7.1 单键联结的公差与配合
7.1.3 平键连接的形位公差和表面粗糙度
为了保证键宽与键槽宽之间有足够的接触面积,便于装配, 应该分别规定轴槽和轮毂槽的对称度公差。根据不同的使用 要求,以键宽为基本尺寸,按GB/T1184—1996中对称 度公差的7—9级选取。
当键长L与键宽b之比大于或等于8(1/b≥8)时,还应规定 键的两工作侧面在长度方向上的平行度要求。
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7.2 矩形花键的公差与配合
7.2.2矩形花键的定心方式
矩形花键有三个主要尺寸,即大径、小径和键(槽)宽,如 图7-4所示。矩形花键尺寸共分轻、中两个系列。键数规定 为6键、8键、10键三种。轻、中两个系列的键数是相等的, 对于同一小径两个系列的键宽(或槽宽)尺寸也是相等的, 不同的是中系列的大径比轻系列的大,所以中系列配合时的 接触面积大,承载能力高。
键、花键公差及检测

单键
导向平键:导向联接 平键
普通平键: 固定联接 半圆键
切向键
楔形键
第一节 平键联结的公差与配合
平键联接
键:键宽、键长、键高 轴槽:轴槽宽、槽深 轮毂槽:轮毂槽宽、槽深
第一节 平键联结的公差与配合
平 键 联 结 的 剖 面 尺 寸 均 已 标 准 化 , 在 GB/T 1096―2003 《 普通平键键槽的剖面尺寸及公差》 中作 了规定。
第二节 矩形花键联结的公差与配合
一、概述
矩形花键联结的定心方式
GB/T1144-2001中规定矩形花键以小径的结合面为定
心表面,即小径定心。
小径定心精度高,定心稳定 性好,而且使用寿命长,更有利 于产品质量的提高。
第二节 矩形花键联结的公差与配合
二、矩形花键的公差和配合 矩形花键的尺寸公差 为减少专用刀具和量具的数量(如拉刀和量规),花
第三节 键和花键的检测
二、矩形花键的检测 综合检测 对于大批量生产,先用花键位置量规(塞规或环规)
同时检验花键的小径、大径、键宽及大、小径的同轴度误 差、各键(键槽)的位置度误差等。若位置量规能自由通 过,说明花键是合格的。
用位置量规检验合格后,再用单项止端塞规或普通计 量器具检验其小径、大径及键槽宽的实际尺寸是否超越其 最小实体尺寸。
零,上偏差为正值; (d-t)的上偏差为零,下
偏差为负值;轴槽长度公差带用H14。 平键联接 键和键槽的公差见附表31。
第一节 平键联结的公差与配合
三、键槽的位置公差和表面粗糙度 形位公差 为保证键侧与键槽侧面之间有足够的接触面积,避免
装配困难,应规定对称度公差。
对 键槽对轴的轴线 称 度 轮毂键槽对孔的轴线
第一节 平键联结的公差与配合
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。
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Z
模数
M
压力角
αD
外花键大径
Dee
外花键小径
Die
内花键小径
Dii
结合长度
L
变位系数
X
齿根圆角半径
ρ
分度圆直径
D
基圆直径
Db
外花键作用齿厚上偏差 esv
渐开线起始圆直径
25
6
30
drg
156 mm
141 mm
144.5 mm
180 mm
0
1.2
150 mm
129.9 mm
0 GB/T3478.1
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
硬度
渗碳(氮)淬火 60HRC
205
666667 N 171.07 N 16.674 mm 9.4248 mm 145.07 K见表6 83.413 Mpa
0 Mb=0 2.4186
142
σV
144
[σV] 198
σH
30
[σH1] 205
σH
30
[σH2]
21
未经热处理 20HRC
95
[σH1]参数表 热处理及表面平均硬度
调制处理
淬火
28HRC 40HRC 45HRC 50HRC
110
135
170
185
[σH2]参数表
未经热处理
0.028*布氏硬度值
调制处理
0.032*布氏硬度值
淬火
0.3*洛氏硬度值
渗碳(氮)淬火
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
0.4*洛氏硬度值
花键基本参数
输入扭矩
T
材料的屈服强度
σ0.2
材料的拉伸强度
σb
弯曲强度的计算安全系数 SF
齿面接触强度的计算安全系数 SH
使用系数
K1
齿侧间隙系数
K2
分配系数
K3
轴向偏载系数
K4
转换系数
K
齿面耐磨损许用压应力 [σH1]
齿面耐磨损许用压应力 [σH2]
143.34
花键基本参数 齿面接触强度的计算安全系数
校核项目 齿面接触强度 齿根弯曲强度 齿根剪切强度 扭转与弯曲强度 齿面耐磨损能力 长期无磨损能力
花键强度校核(GB/T 17855-1999)
计算值(MPa) 许用值(MPa)
σH
30
[σH] 198
σF
18
[σF]
284
τFmax
202
[τF]
弯矩
Mb
50000 835 1200 1.25 1.25 1.5 1.5 1.5 1 0.3 205 21 0
Nm 名义切向力 Ft Mpa 单位载荷 W Mpa 弦齿厚 SFn
基本齿厚 S 作用直径 dh 剪切应力 τtn 弯曲应力 σtn
αn
Mpa Mpa Nm
855-1999) 校核结果 通过 通过