GBT 17855-1999.pdf

《GBT 17855-1999.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《GBT 17855-1999.pdf（19页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、I C SJ 1 8 2 1 . 1 2 0 . 3 0 U 8 中 华 人 民 共 和 国 国 家 标 准 G B / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 花键承载能力计算方法 C a l c u l a t i o n o f l o a d c a p a c i t y o f s p l i n e 1 9 9 9 一 0 9 一 0 3 发布2 0 0 0 一 0 3 一 0 1 实施 国 家 质 二 量 技 术 监 督 局发布 G B / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 目次 前言 范围 。 1 引用标准 1 术语与代号 受载分析与计算 。 3 系数 。 。 。

2、7 承载能力计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 示 例 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 0 GB/r 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 前言 本标准是参照德国标准D I N 5 4 6 6 -1 9 8 8 渐开线花键联结和矩形花键联结的承载能力计算基础 和原苏联标准P O C T 2 1 4 2 5 -7 5 ( 矩形花键承载能力计算方法 ， 并结合 目前国内常用的计算

4、方法制定 的。 本标准的主要内容包括花键的受载分析、 系数的确定和齿面接触强度、 齿根弯曲强度、 齿根剪切强 度、 齿面耐磨损能力的计算方法及外花键扭转与弯曲承载能力计算方法等内容。 在产品设计时， 应根据花键零件的具体结构、 受力状态、 材料热处理与硬度、 精度等级等情况， 选取 上述内容的全部或部分进行花键承载能力的核算。 本标准由国家机械工业局提出。 本标准由全国机器轴与附件标准化技术委员会归口。 本标准起草单位: 机械标准化研究所、 哈尔滨东安发动机制造公司、 北京齿轮总厂、 上海航天局 八00所、 第一汽车制造集团。 本标准主要起草人: 明翠新、 常宝印、 郭霓虹、 王金武、 郭宝仁

5、、 薛恒明、 黄宝全。 中 华 人 民 共 和 国 国 家 标 准 花键承载能力计算方法 G B / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 Ca l c u l a t i o n o f l o a d c a p a c i t y o f s p l i n e 范围 本标准规定了圆往直齿渐开线花键和圆柱矩形齿花键( 以下简称花键) 的承载能力计算方法。 本标准适用于按 GB/ T 1 1 4 4和 GB / T 3 4 7 8 . 1制造 的花键 。其他类型 的花键也可参照使用 。 2引用标准 下列标 准所包含的条文 ， 通 过在本标准中引用而构成为本标准的条文 。本标准出版时 ，

6、 所示版本均 为有效。所有标准都会被修订， 使用本标准的各方应探讨使用下列标准最新版本的可能性。 G B / T 1 1 4 4 -1 9 8 7 矩形花键尺寸、 公差和检验 G B / T 3 4 7 8 . 1 -1 9 9 5 圆柱直齿渐开线花键模数基本齿廓公差 3 术语与代号 术语、 代号及说 明见表 表 1 术语 、 代号及说明 序 号术 语代 号单 位说明 1 输 人 转 矩 TN m 输人给花健副的转矩 2 输 人 功 率 尸k W 输入给花键副的功率 3 转 速 刀 r / min花 键 副 的 转 速 4 名 义 切 向 力F N 花 键 副所 受 的 名 义 切 向 力 5

7、 分 度 圆 直 径 Dnln l 渐 开 线 花键 分 度 圆 直 径 6 平 均 圆 直 径d m lm 矩形花键大径与小径之和的一半 7 单 位 载 荷 W N/ -单一键齿在单位长度上所受的法向载荷 见公式( 4 ) 和公式( 5 ) 8齿 数 Z 花 键 的齿 数 9结 合 长 度 lmm 内花 键 与外 花 键 相 配 合 部 分 的 长 度 ( 按 名 义 值 ) 1 0压 轴 力 FN 花键副所受的与轴线垂直的径向作用力 11标 准 压 力 角口D( a )渐开线花键齿形分度圆上的压力角 1 2弯 矩M b N m 作用在花键副上的弯矩 1 3模 数 从mm 渐开线花键的模数

8、1 4使 用 系 数K, 主要考虑由于传动系统外部因素而产生的动力过载影响的系数 1 5齿 侧 间 隙 系 数K, 当花键副承受压轴力时， 考虑花键副齿侧配合间隙( 过盈) 对各键 齿上所受载荷影响的系数 国家质f技术监督局 1 9 9 9- 0 9一 0 3批准2 0 0 0 一 0 3 一 0 1实施 c s / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 表 1 ( 完) 序 号术 语代 号 单 位说明 i s分 配 系 数x, 考虑由于花键的齿距累积误差( 分度误差) 影响各键齿载荷分配 不 均 的 系 数 1 7轴向偏载系数x, 考虑由于花键的齿向误差和安装后花健副的同轴度误差、 以及

9、受 载后花键扭转变形， 影响各键齿沿轴向受载不均匀的系数 1 8 齿 面 压 应 力口H M P a 键齿表面计算的平均接触压应力 1 9工 作 齿 高hw 刀 11 键齿工作高度, h w =( D . -D u ) 1 2 2 0 外 花 键 大 径 D mm 外花键大径的基本尺寸 2 1内花键小径D; n ln i 内花键小径的基本尺寸 2 2 齿 面 接 触 强 度 的 计 算 安 全 系 数 S S x值一般可取 1 . 2 5 - - 1 . 5 0 , 较重要的及淬火的花键取较大值， 一般的未经淬火的花键取较小 值 2 3 齿面许用压应力 口 H M P a 2 4 材 料 的

10、屈 服 强 度口 。 艺 M P a 花键材料的屈服强度( 按表层取值) 2 5 齿根弯曲应力 口FM P a 花键齿根的计算弯曲应力 2 6 全 齿 高 hnl n l 花健的全齿高, h =( DK -D.户1 2 2 7 弦 齿 厚 S Fmm 花键齿根危险截面( 最大弯曲应力处) 的弦齿厚 2 8 许用齿根弯曲应力 口 ; M P a 2 9 材料的拉伸强度 口bM P a 花键材料的拉伸强度 3 0 弯 曲 强 度 的 计算安全系数 S F 对矩形花键取1 . 2 5 2 . 0 0 ; 对 渐 开线 花 键 取 1 . 0 0 - - 1 . 5 0 3 1齿 根 最 大 剪 切应

11、 力r Fm a x M Pa 3 2 剪 切应 力 乙 nM P a 靠近花键收尾处的剪应力 3 3应力集中系数a比 3 4外 花 键 小 径D ; n 】1 11 外花键小径的基本尺寸 3 5作 用 直 径d 们1 们 1 当量应力处的直径. 相当于光滑扭棒的直径， 见 6 . 5 . 1的公式 ( 1 9) 3 6齿 根 团 角 半 径P n 】nl 一般指外花键齿根圆弧最小曲率半径 3 7 许用剪切应力 r F MP. 3 8齿面磨损许用压应力 a M N 花键副在 1 0 次循环数以下工作时的许用压应力 3 9齿面磨损许用压应力 a x 一一 M P . 花键副长期工作无磨损的许用压

12、应力 4 0当 量 应 力 口VM Pa 计算花键扭转与弯曲强度时， 剪切应力与弯曲应力的合成应力 41弯 曲 应 力口P 。 M Pa计算花键扭转与弯曲强度时的弯曲应力 4 2转 换 系 数 K 确定作用直径d , 的转换系数( 见表 6 ) 4 3许 用 应 力 a v MP. 计算花键扭转与弯曲强度时的许用应力 4 4作 用 侧 隙Cv n 、1 1飞 花键副的全齿侧隙 4 5位 移 量已 O mm 花键副的内外花键两轴线的径向相对位移且 GB/ T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 受载分析与计算 4 . 1受载分析 4 . 1 . 1无载荷 由于花键副是相互联结的同轴偶件， 所以

13、对于无误差的花键联结， 在其无载荷状态时( 不计自重， 下 同) ， 内花键各齿槽的中心线( 或对称面) 与外花键各键齿的中心线( 或对称面) 是重合的。 此时， 键齿两侧 的间隙 ( 或过盈) 相 等， 均为侧 隙之半 ( 见图 1 ) . 图 1无载荷、 有 间隙的渐开线 花键联结 ( 左边) 和矩形 花键联结( 右边) 的理论位置 4 . 1 . 2 受纯转矩载荷 对无误差的花键联结 ， 在其 只传递转矩 T 而无压轴力 F时 ， 一侧的各齿面在转矩的作用下 ， 彼此接 触、 侧隙相等 ， 内花键 与外 花键的两轴线仍是同轴的( 见 图 2 ) 。所有键齿传 递转矩 ， 承受同样大小的载

14、荷 ( 见图 3 ) 图 2 有载荷 、 有间隙的渐开线花键联结( 左 ) 和 矩形花键联结( 右) 的理论位置 G s / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 0 0 /3 6 0 只 买 橙 公 2 7 0 0积 肠 发 匆 胭 功 9 00 图 3只传递转矩 T而无压轴力 F时 的载荷分配 4 . 1 . 3受纯压轴力载荷 对无误差的花键联结， 在其只承受压轴力 F、 不受转矩T时， 内花键与外花键的两轴线不同轴， 出 现一个相对位移盘( 见图4 ) 。这个相对位移量是由花键副的部分侧隙消失和部分键齿弹性变形造成 的。键齿的弹性变形主要与它们的受力大小和位置、 侧隙( 间隙或过盈)

15、 、 弹性模盘和花键齿数等因素有 关。 当花键副回转时， 各键齿两侧面所受载荷的大小按图5 周期性变化。在这种情况下， 花键副容易磨 损 。 图 4只承受压轴力 F、 无转矩 T时 ， 内花键 与外花键 的位 置 G B / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 0 0 / 3 6 0 0 只硬橙名朔解握匆侧砷 0 0 9 0 0 1 8 0 0 2 7 0 0 3 6 0 0 转 角 9 图 5 只承受压轴力F而无转矩 T时的载荷分配 4 . 1 . 4受转矩 和压轴力两种载荷 对无误差的花键联结， 在其承受转矩T和压轴力 F两种载荷时， 内花键与外花键的相对位置和各 键齿所受载荷的大小

16、和方向， 决定于所受转矩T和压轴力F的大小及两者的比例。 当花键副所受的载荷 主要是转矩 T， 压 轴力 F是次要 的或很小时 ， 该花键副 回转后 ， 各键齿 的位置 近似图 2 ， 各键齿两侧面的受力状态发生周期性变化， 见图 6 。 当花键副所受的载荷 主要是压轴力 F， 转矩 T是次要 的或很小时 ， 该花键副 回转后 . 各键齿 的位置 近似图 4 ， 各键齿两侧面的受力状态发生周期性变化 ， 见图 7 。在这种 情况下 ， 花键副也容 易磨损 。 0 0 / 3 6 0 0 只 资 七 月 2 70 0Mf 每 匆 尽 冲 1 8 0 0 转角 9 图 6同时承受压轴力 F 和转矩

17、 T， 而转矩 占优势 时的载荷分配 0 0 / 3 6 0 0 rZ 琴 名 取 2 7 00 % 翻 尽 如 1 u - 0 0 9 0 0 1 8 0 0 2 7 0 0 3 6 0 转 角 9 图7 同时承受压轴力 F和转矩T， 而压轴力占优势时的载荷分配 对有误差的花键联结， 在转矩T和压轴力F同时作用下， 其载荷分配见图8 , 偏心状态见图9 , GB/ T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 ， 一 一 一健古的序号 图 8 在 压轴力 F和转矩 T 的作用下， 齿数为 4 6的渐开线 花键副 的载荷分配 18 0, 转 角 9 图 9 间隙配合、 齿数为4 6的渐开线花键副在

18、压轴力 F 和转矩 T 作用下的偏心状态 c s / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 4 . 2 载荷计算 4 . 2 . 1 输人转矩T计算: T=9 5 4 9 尸/ 。 ( 1) 4 . 2 . 2 名义切向力F 。 计算: 渐开线花键:F , =2 o o o “ T/ D ” (2) 矩形花键:F , =2。 。 。. Tl d m (3) 4 . 2 . 3 单位载荷W 计算: 渐开线花键:W =F , / ( Z 1 c o s a p ) ( 4) 矩形花键 :W =凡/ ( Z 1 ) 。 (5) 4 . 2 . 4 压轴力 F和弯矩Mb 计算: 花键副所受的压轴力

19、F和弯矩 Mb ， 应根据具体传动结构进行受力分析后计算。 系数 51 使用系数 K, 使用系数K， 主要是考虑由于传动系统外部因素引起的动力过载影响的系数。这种过载影响取决 于原动机( 输人端) 和工作机( 输出端) 的特性、 质量比、 花键副的配合性质与精度， 以及运行状态等因素。 该系数可以通过精密测量获得， 也可经过对全系统分析后确定。在上述方法不能实现时， 可参考 表 2取值 。 表 2 使用系数凡 原 动 机 ( 输 人 端 ) 工 作 机 ( 输 出 端 ) 均 匀 、 平 稳中 等 冲 击严 重 冲 击 均 匀 、 平 稳 1 . 0 0 1 . 2 5 1 . 7 5或更大

20、轻 微 冲 击 1 . 2 51 . 5 02。 。或更大 中 等 冲 击 1 . 5 01 . 7 52 . 2 5或更大 注 1 均匀平像的原动机 电动机、 蒸汽轮机、 嫩气轮机等; 2 轻微冲击的原动机: 多缸内嫩机等; 3 中等冲击的原动机 单泣内嫩机等; 4 均匀平稳的工作机: 电动机、 皮带输送机、 通风机、 透平压缩机、 均匀密度材料搅拌机等; 5 中等冲击的工作机: 机床主传动、 非均匀密度材料搅拌机、 多缸柱塞泵、 航空或舰船螺旋桨等; 6 严重冲击的工作机 冲床、 剪床、 轧机、 钻机等。 5 . 2 齿侧间隙系数K2 当花键副的受力状态如图4 所示时， 渐开线花键或矩形花

21、键的各键齿上所受的载荷大小， 除取决于 键齿弹性变形大小外， 还取决于花键副的侧隙大小。 在压轴力的作用下， 随着侧隙的变化( 一半圆周间隙 增大， 另一半圆周间隙减小) ， 内花键与外花键的两轴线将出现一个相对位移量。 。 ， 参见图4和图9 。其 位移量e 。 的大小与花键的作用侧隙( 间隙) 大小和制造精度高低等因素有关。产生位移后， 使载荷分布 在较少的键齿上( 对渐开线花键失去了自动定心的作用) ， 因而影响花键的承载能力。 此影响用齿侧间隙 系数 K: 予以考虑.通常Kz =1 : 1 3 . 0 , 当压轴力较小、 花键副的精度较高时， 可取Kz =1 . 1 - 1 . 5 ;

22、 当压轴力较大、 花键副的精度较低时， 可 取 Kz =2 . 0 -3 . 0 ; 当压轴力为零、 只承受转矩时( 见图2 ) , K z =1 . 0 , 5 . 3 分配系数K, 花键副的内花键和外花键的两轴线在同轴状态下， 由于其齿距累积误差( 分度误差) 的影响， 使花键 G B / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 副的理论侧隙( 单齿侧隙) 不同， 各键齿所受载荷也不同。 这种影响用分配系数K: 予以考虑。对于磨合前的花键副， 当精度较高时( 按G B / T 1 1 4 4 标准为精 密级的矩形花键或精度等级按G B / T 3 4 7 8 . 1 标准为 5 级或高于

23、 5 级时) , K3 =1 . 1 - 1 . 2 ; 当精度较低时 ( 按G B / T 1 1 4 4标准为一般用的矩形花键或精度等级按G B / T 3 4 7 8 . 1 标准低于 5 级时) , K, =1 . 3 - 1 . 6 。 对于磨合后的花键副， 各键齿均参与工作， 且受载荷基本相同时， 取K, =1 . 0 , 5 . 4 轴向偏载系数K, 由于花键副在制造时产生的齿向误差和安装后的同轴度误差， 以及受载后的扭转变形， 使各键齿沿 轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数K; 予以考虑。其值可从表 3 中选取。 对于磨合后的花键副， 各键齿沿轴向载荷分布基本相同时， 可取 K

24、, =1 . 0 , 当花键的精度较高和分度圆直径 D或平均圆直径 d 。较小时， 表 3中的轴向偏载系数K 取较小 值， 反之取较大值。 表 3轴 向偏载系数 K, 系 列 或 模 数 功 】 刀m 分度圆直径D 或平均圆直径d m m ! / D或1 / d 蕊 1 . 0 1 . 0 - 1 . 5 1 , 5 - 2 . 0 轻 系 列 或 m蕊 2 成 3 0 3 0 - 5 0 5 0 - 8 0 8 0 - 1 2 0 1 2 0 1 .1 - 1 . 3 1 . 2 - 1 . 5 1 . 3 - 1 . 7 1 . 4- 1. 9 1 . 5 - 2. 1 1 . 2 - 1

25、 . 6 1 . 4 - 2 . 0 1 . 6 - 2 . 4 1 . 8 - 2 . 8 2 . 0 - 3 . 2 1 . 3 - 1 . 7 1 . 5 - 2 . 3 1 . 7 - 2 . 9 1 . 9 - 3 . 5 2 . 1 - 4 . 1 中 系 列 或 2 3 0 - 5 0 5 0 - 8 0 8 0 - 1 2 0 1 2 0 1 . 2 1 . 6 1 . 3 - 1 . 8 1 . 4 - 2 . 0 1 . 5 - - 2 . 2 1 . 6 - 2 . 4 1 . 3 - 2 . 1 1 . 5 - 2 . 5 1 . 7 - 2 . 9 1 . 9 - 3

26、 . 3 2 . 1 - 3 . 6 1 . 4 - 2 . 4 1 . 6 - 3 . 0 1 . 8 - 3 . 6 2 . 0 . 4 . 2 2 . 2 - 4 . 8 5 3 0 - 5 0 5 0 - 8 0 8 0 - 1 2 0 1 2 0 1 . 3 - 2 . 0 1 . 4 - 2 . 2 1 . 5 - 2 . 4 1 . 6 - 2 . 6 1 . 7 - 2 . 8 1 . 4 - 2 . 8 1 . 6 - 3 . 2 1 . 8 - 3 . 6 2 . 0 - 3 . 9 2 . 2 - 4 . 2 1 . 5 - 3 . 4 1 . 7 - 4 . 0 1 .

27、 9 - 4 . 6 2 . 1 - 5 . 2 2 . 3 - 5 . 6 6 承载 能力计 算 6 . 1 齿面接触强度计算 6 . 1 . 1 齿 面压应力 C H按下式计算 : a H = Wl h w 6 . 1 . 2 齿面许用压应力，。 按下式计算: C H =。 。 p / c S H K, Kz K, K, ) 6 . 1 . 3 计算结果应满足下列条件: 。 H ( C H I 6 . 2 齿根弯 曲强度计算 6 . 2 . 1 齿根弯曲应力 。 F 按下式计算: 渐开 线花键:a F =6 h W c o s a p / S 异 。 矩形花键:C F =6 h WI S

28、L (6 ) (7 ) (8 ) . . (9) .“ . “ (1 0) G s / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 对于渐开线花键， S F . 取渐开线起始圆上的弦齿厚， 并按下式计算: ( _ _ _ _rS二ID X c o s a o 11 。、 ，】 3 6 u - x ; ; 十 i n v a p一 i n v I a r c c o s -一 一一 O F. 一 “ F , 7 C 3 141l 一r 式中: S 分度圆弧齿厚， MM; D F . 渐开线起始圆直径， mm. 对于矩形花键, S F 。 取键最小齿厚或齿根过渡曲线上的最小齿厚( 两者的小值) 。

29、6 . 2 . 2 许用弯曲应力 C F 按下式计算: a , =Q b / ( S F K, K, K, K4 ) ， ， ， 。 (1 1) 6 . 2 . 3 计算结果应满足下列条件: 1 F ( C F . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 6 5 MP a, a b ) l 0 8 0 MP a , a ) 载荷计算: 输人转矩 T计算: T 二9 5 4 9P/ n 二9 5 4 9 X 8 . 8 3 / 1 2 7 5 二6 6 . 1 3 N m

30、名义切向力 F : 计算: F . =2 0 0 0 T / d m =2 0 0 0 X 6 6 . 1 3 / ( 2 5 + 2 1 ) / 2 = 5 7 5 0 . 4 N 单位载荷 W计算: W =F, 八Z 1 ) =5 7 5 0 . 4 / ( 6 X 2 9 ) =3 3 N/ mm b )齿面接触强度计算: 齿面压应力 a s 计算: a x =W / h w =3 3 / 2 =1 6 . 5 MP a 齿面许用压应力 a 计算 C H I =6 . . 2 / ( S H K, K, K, K, ) =9 6 5 / ( 1 . 4 X 1 . 2 5X 1 . 2

31、X 1 . 3X 1 . 4 ) =2 5 2 . 5 MP a 取: S H = 1 . 4 , K, = 1 . 2 5 , K, = 1 . 2 , K, = 1 . 3 , K, =1 . 4 计算结果 : 满足 9 H C H 条件， 安全。 c )齿根弯曲强度计算: 齿根弯曲应力 口 F 计算: 。 。 = 6 h W/ S 手 。 =6 X 2 X 3 3 / 5 二1 5 . 8 MP a I 3 G s / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 d )齿根许用弯曲应力 C F 计算: 。 ; =a b / ( S F K, K 凡 K , ) =10 8 0 / ( 1

32、. 5X 1 . 2 5X 1 . 2 X 1 . 3 X 1 . 4 ) =2 6 3 . 7MP a 取 : SF= 1 . 5 计算 结果: 满足a F ( a F 条件， 安全。 e )齿 根剪切强度计算 : 齿根最大剪切应力r 、 。 计算: r F m e x - t i . a ,. = 2 9 . 5 X 3 . 2 =9 4 . 4 MP a d o =D,. + K D ( D, 。 一几. ) D- 0 . 4 5 X 2 1 ( 2 5一 2 1 ) ，乙 上 十一 一一 下? 5 一一 一一 =2 2 . 5 1 mm 1 6 N O T z d ; 1 6 0 0

33、0 X 6 6 . 1 3 -x X 2 2 . 5 1 = 2 9 . 5 M P a 、!.L产IJJ 1 十。 . 1 立 6.ss( _ _ _ h I 十U. 1 / - 丁 N 1 + 3 . 9 4 。 . 1 +立 F 2 . 3 8 +华 L 凡 h ， 了 十 U . U 4 N 了1!、 丛姚 -一 2 1 I , . 。 ， ， 、2 1 + 一 2 2 . 511 1 宁 u .“ 八 而 3 . 9 4 0 . 1 +20 2 l 6 . 3 8 I 1 + 。 1 X 六 +r -六不了了 一= 1 V 3 - 2 卜 1 艺 .艺 3 8十 : 任任 ， : 于

34、二+ 0 , 0 4 1 “入 L k U . /J ) = 3 . 2 0 许用剪切应力 r ; 计算: C T F l =仁 a F / 2 =2 6 3 . 7 / 2 =1 3 1 . 9 MP a 计算结果 : 满足 Z F n u . C T 司的条件， 安全。 f ) 齿面耐磨损能力计算: 1 )花键副在 1 0 8 循环数以下工作时耐磨损能力计算: 齿面压应力: a x =1 6 . 5 MP a 齿面磨损许用压应力: a x , =2 0 5 MP a 查表 4 得) 计算结果 : Gs / T 1 7 8 5 5 -1 9 9 9 满足O H O H I 的条件， 安全。

35、2 )花键副长期工作无磨损时耐磨损能力计算: 齿面压应力: a H =1 6 . 5 MP a 齿面磨损许用压应力: a H Z =0 . 4 X5 8 二2 3 . 2 MP a查表 5 得) 计算结果 : 满足O H C M 的条件， 可以长期无磨损( 或很少磨损) 工作。 9 ) 外花键的扭转与弯曲强度计算: 当量应力 a v 计算: 。 、 - 2a F +3 r , = ,l 3 X 2 9 . 5 2( 因 M,= 0 ， 故 O p 。二 0 ) =5 1 . 1 MP a 许用应力 o v 计算: O V =。 。 2 / ( S F K, K2 K, K4 ) = 9 6 5

36、 / ( 1 . 5 X 1 . 2 5 X 1 . 2 X 1 . 3 X 1 . 4 ) 二2 3 5 . 7 MP a 计算结果 : 满足 a v a v 的条件， 安全。 *草庐一苇草庐一苇*提供优质文档， 如果 你下载的文档有缺页、 模糊等现象或 者遇到找不到的稀缺文件， 请发站内 信和我联系！我一定帮你解决！ 提供优质文档， 如果 你下载的文档有缺页、 模糊等现象或 者遇到找不到的稀缺文件， 请发站内 信和我联系！我一定帮你解决！ 本人有各种国内外标准 20 余万个， 包括全系 列 GB 国标国标及国内行业行业及部门标准部门标准，全系列 BSI EN DIN JIS NF AS NZS GOST ASTM ISO ASME SSPC ANSI IEC IEEE ANSI UL AASHTO ABS ACI AREMA AWS ML NACE GM FAA TBR RCC 各国船级 社 船级 社 等大量其他国际标准。豆丁下载网址：豆丁下载网址： http:/