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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；轴所传递的扭矩
(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，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，屈服许用弯曲应力为
(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 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。根据选用的轴承为深沟球轴承，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，其轴径为20mm，，右端为深沟球轴承，所以它的轴径为25mm长度为8mm，定位是靠右端大轴花键的长度为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。
轴段
1
2
3
4
5
直径(mm)
12
28
25
20
17
长度(mm)
12
7
8
64.5
7
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。
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。
最后校核轴的扭转刚度，根据公式：
式中：T—轴所受的扭矩，；
????? G—轴的材料的剪切弹性模量，,对于45钢，；
????? Ip—轴截面的极惯性矩，,对于圆轴，
????? L—阶梯轴受扭矩作用的长度，；
????? Ti、li、Ipi—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
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,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,设计安全。
齿根剪切应力的校核：
因为 ，所以满足条件。
扭转与弯曲强度校核：
许用应力：
计算结果，因此安全。
静连接静应力校核：
计算得知 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： 采用同样的方法校核，也是满足强度要求的。
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