键强度校核计算及参考.
轴、平键强度计算表
平键联接强度计算
输入值 输入值 自动计算值 自动计算值 输入值
输入转矩 输入轴径 d 自动计算键的高度 h 自动计算键的宽度 b 选择键或被联接件的材料 载荷性质
m 3005.00 N · 90.00 mm 14 mm 25 mm 1 钢 1 静载
输入值
按静联接计算（主要承受转矩的键）
自动计算值 选择值
转矩计算表
输入值 输入值 自动计算值
电机功率 轴的转速 自动计算转矩
30 KW 960 r / min m 298.44 N ·
按 扭 转 强 度 估 算 轴 径
输入值 输入值 输入值
电机功率 轴的转速 按右表选择系数 A
30 KW 960 r / min 120 1
输入值
轴上开键槽数量
单键槽 轴径增加 3%
静联接许用挤压应力 [δ ] p 从上栏选择静联接许用 挤压应力数值 [δ ] p 自动计算键的工作长度 L ≥
125～150 130 73.38 mm
பைடு நூலகம்
自动计算值
按动联接计算（以导向或滑动为主的键）
固定值 输入值
键或被联接件的材料 载荷性质 与键有相对滑动的 被联接件表面热处理状态 动联接许用压强 [ρ ] 自动计算键的工作长度 L ≥
自动计算值
估算轴直径 d （计算为最小轴径）
38.93 mm
按 扭 转 刚 度 估 算 轴 径
输入值 输入值 输入值
电机功率 轴的转速 按右表选择系数 B
1.1 KW 60 r / min 92 1
输入值
轴上开键槽数量
单键槽 轴径增加 3%
自动计算值
估算轴直径 d （计算为最小轴径）
34.68 mm
KISSsoft 渐开线花键强度计算【可用于车桥的制动凸轮轴、半轴、贯通轴花键的校核计算】
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。
】。
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
能在10e8循环次以下正常工作
长期无磨损能力 σH 31.92 [σH2] 50
能长期无磨损工作
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
参数代码 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
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。
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。
键的强度校核
四、参考文献 《机械设计手册·第二卷》成大先主编P6-19 表6-1-19 《机械设计手册·第二卷》成大先主编P6-19 表6-1-20 《机械设计手册·第二卷》成大先主编P6-21 表6-1-23 计算公式参考《机械设计手册·第二卷》成大先主编P6-19 表 6-1-18
设计输入 1.5 1000 125 82.7 14.325 0.15 计算结果 14.30892803 16.27527458 16.45526724 18.71656577 20 结果 合格
单位 kW r/min 常数 常数 N.m 常数 单位 mm mm mm mm mm 备注 合格
序号 代号 12 Ds 13 14 15 16 17 18 19 A B k
序号 代号 1 2 4 5 6 P n A B T k
序号 代号 9 10 11 d D Dn
实心轴的强度计算 含义 公式/出处 一、按扭转强度、刚度计算 轴所传递的功率 电机功率 轴的工作转速 系数 见14 系数 见15 轴所传递的扭距 T=9550·P/n 增大系数 见16 二、计算结果 含义 公式/出处 轴端直径(强度） d=A·(P/n)ˉ3 轴端直径(刚度) d=B·(P/n)ˉ4 增大后直径(强度） D＝d×(1+k) 增大后直径(刚度) D＝d×(1+k) 圆整取值 三、设计对比 含义 数值 设计轴径 25
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。