第十章 螺纹、键、销

1、 螺栓及螺母等都是标准件，其螺纹牙、螺栓螺栓及螺母等都是标准件，其螺纹牙、螺栓 头、光杆和螺母的结构及尺寸等，是根据等强度头、光杆和螺母的结构及尺寸等，是根据等强度 原则及使用经验确定的。采用标准件时，上述尺原则及使用经验确定的。采用标准件时，上述尺 寸一般无须进行强度计算，所以螺栓联接的计算，寸一般无须进行强度计算，所以螺栓联接的计算， 主要是主要是确定螺栓危险剖面的直径（近似为小径）确定螺栓危险剖面的直径（近似为小径） 或校核其强度或校核其强度。 10-4 螺栓联接的强度计算螺栓联接的强度计算 一、受拉螺栓联接一、受拉螺栓联接 受拉螺栓在静载荷作用下，主要失效形式是受拉螺栓在静载荷作用下，

2、主要失效形式是 螺纹部分的螺纹部分的塑性变形塑性变形和和断裂断裂；在变载荷作用下，；在变载荷作用下， 多为螺纹部分的多为螺纹部分的疲劳断裂疲劳断裂，所以其设计准则是保，所以其设计准则是保 证螺栓有足够的静证螺栓有足够的静拉拉力或疲劳拉伸强度。力或疲劳拉伸强度。 (一一) 松螺栓联接松螺栓联接 4F d 4 d F a 1 2 1 a 或或 11)-(10 式中：式中：d1螺纹小径，螺纹小径，mm； 11 许用拉应力，许用拉应力，MPa。 松螺栓联接装配时不需要预紧，在承受工作载松螺栓联接装配时不需要预紧，在承受工作载 荷前，除零件的自重荷前，除零件的自重(一般很小可以略去一般很小可以略去)外，

3、联接外，联接 不受力。如吊钩尾部的联接即属此类。当承受轴向不受力。如吊钩尾部的联接即属此类。当承受轴向 工作载荷工作载荷Fa(N)时，其强度条件为时，其强度条件为 (二二) ) 紧螺栓联接紧螺栓联接 1.1.只受预紧力作用的紧螺栓联接只受预紧力作用的紧螺栓联接 (二二) ) 紧螺栓联接紧螺栓联接 1.1.只受预紧力作用的紧螺栓联接只受预紧力作用的紧螺栓联接 螺栓联接装配时要螺栓联接装配时要预紧预紧，工作时没有外加的轴工作时没有外加的轴 向载荷作用向载荷作用。此时，螺纹部分除了受预紧力。此时，螺纹部分除了受预紧力Fa a 所 所 产生的拉应力作用外，还受到螺纹摩擦力矩产生的拉应力作用外，还受到螺

4、纹摩擦力矩T1 引引 起的扭切应力。起的扭切应力。 2 1 a d 4F 拉拉应应力力 2 1 a 1 2 3 1 2a 3 1 1 d 4F tg d 2d 16d 2dtgF 16d T 扭切应力扭切应力 对于常用的对于常用的M10M68的普通螺栓的普通螺栓, ,取取d d1 1、d d2 2和和 的平均值的平均值, ,并取并取tgtg=f=0.15,=0.15,得得0.50.5。 由第四强度理论由第四强度理论( (最大形变能理论最大形变能理论) )，可得螺栓螺纹，可得螺栓螺纹 部分的强度条件为部分的强度条件为 1.30.533 2 222 12)-(10 1.3F4 d d 1.3F4

5、a 1 2 1 a 或或 即即 式中式中为螺纹的许用应力，为螺纹的许用应力，MPa。 受横向工作载荷受横向工作载荷F 的紧螺栓联接，它是靠预紧的紧螺栓联接，它是靠预紧 后接合面间的摩擦力来传递横向载荷，而螺栓只受后接合面间的摩擦力来传递横向载荷，而螺栓只受 预紧力预紧力Fa的作用，预紧力的大小可根据受载后被联的作用，预紧力的大小可根据受载后被联 接件间不相对滑动的条件来确定。接件间不相对滑动的条件来确定。 2. .受预紧力和受预紧力和横横向工作载荷作用的紧螺栓联接向工作载荷作用的紧螺栓联接 因此螺栓所需的轴向力（即预紧力）应为因此螺栓所需的轴向力（即预紧力）应为 13)-(10 m mf f

6、C CF F F FF F o oa a 式中：式中：Fo为预紧力；为预紧力；C为可靠性系数，通常取为可靠性系数，通常取 C1.11.3；m为接合面数目，为接合面数目，f 为接合面摩擦系为接合面摩擦系 数，被联接件是钢或铸铁数，被联接件是钢或铸铁 f 0.10.15 。求出。求出Fa 值后，可按式值后，可按式(10-12)计算螺栓强度。计算螺栓强度。 假设假设 f 0.15 、C1.2、m1时，代入式时，代入式 (10-13) ，则，则 Fo 8F。即预紧力应为横向工作载。即预紧力应为横向工作载 荷的荷的8倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承担横向载倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承担横向载 荷时，其尺寸是

7、较大的。荷时，其尺寸是较大的。 为了避免为了避免 上述缺点，可上述缺点，可 用键、套筒或用键、套筒或 销承担横向工销承担横向工 作载荷，而螺作载荷，而螺 栓仅起联接作栓仅起联接作 用。也可以采用。也可以采 用螺杆与孔之间有配合关系的铰制孔用螺栓来承受用螺杆与孔之间有配合关系的铰制孔用螺栓来承受 横向载荷。具体情况后面介绍。横向载荷。具体情况后面介绍。 3. .受预紧力和轴向工作载荷作用的紧螺栓联接受预紧力和轴向工作载荷作用的紧螺栓联接 螺栓联接预紧后，工作时受轴向拉伸工作载荷螺栓联接预紧后，工作时受轴向拉伸工作载荷 作用，由于弹性变形，螺栓受的总拉力作用，由于弹性变形，螺栓受的总拉力Fa并不等

8、于并不等于 预紧预紧力力Fo与轴向工作载荷与轴向工作载荷FE之和。之和。 总拉力总拉力Fa的的大小取决于预紧力、轴向工作载荷、大小取决于预紧力、轴向工作载荷、 螺栓和被联接件的刚度。螺栓和被联接件的刚度。 图图a 螺拴联接没有拧螺拴联接没有拧 紧，没有受紧，没有受Fo和和FE 。 图图b 螺栓联接预紧，螺栓联接预紧， 螺栓受拉力螺栓受拉力Fo伸长伸长bo； 被联接件受预紧力被联接件受预紧力Fo压压 缩缩短了缩缩短了co 。 分析分析: 图图c 当联接承受轴当联接承受轴 向工作载荷向工作载荷FE时，螺拴时，螺拴 又拉长了又拉长了 ，总拉伸量总拉伸量 是是bo十十 ，相应的拉，相应的拉 力就是螺拴

9、的总拉力力就是螺拴的总拉力Fa。 同时，随着螺栓的伸长同时，随着螺栓的伸长 被联接件压缩量也相应被联接件压缩量也相应 减少了减少了 而成为而成为co ，此时被联接件受的，此时被联接件受的 压力就是压力就是残余预紧力残余预紧力FR 。 通过以上分析，可以看出螺栓的总拉伸载荷通过以上分析，可以看出螺栓的总拉伸载荷 Fa等于工作载荷等于工作载荷FE和残余预紧力和残余预紧力FR之和。之和。 Fa FE FR (10-14) 式式(10-14)也能通过载荷变形图得到，图也能通过载荷变形图得到，图a和和b分别表分别表 示示Fo与与bo和和co的关系。若零件中的应力没有超过弹性极的关系。若零件中的应力没有超

10、过弹性极 限限, 从图从图a、图、图b中可知中可知, 螺栓刚度螺栓刚度 k kbFo / bo, 被联接件刚被联接件刚 度度 k kc Fo / bo。 当联接承受工作载荷当联接承受工作载荷FE后后, 从图从图c可以看出，螺可以看出，螺 栓的伸长量为栓的伸长量为bo十十；相应的总拉伸载荷为；相应的总拉伸载荷为Fa， 被联接件的压缩量为被联接件的压缩量为co，相应的残余预紧力，相应的残余预紧力 为为FR；因此；因此Fa FE十十FR，即式，即式(10-14)。 联接不受工作载荷时，螺栓的拉力和被联接件联接不受工作载荷时，螺栓的拉力和被联接件 的压缩力都等于的压缩力都等于Fo, 所以图所以图a)

11、和和b) 可以合并为图可以合并为图c)。 从图从图c可以推导出各力之间的关系以及螺栓刚可以推导出各力之间的关系以及螺栓刚 度和被联接件刚度对这些力的影响。由图度和被联接件刚度对这些力的影响。由图c的几何的几何 关系可得关系可得 15)-(10 kFFFF kFFFF cocoR boboa , cb E cbcbE kk F kkFF F 又又 代入代入(10-15)得得 17)-(10 16)(10 cb b EoR cb b Eoa kk k 1FFF kk k FFF c cb b b b k kk k k k 称为螺栓的相对刚度系数。称为螺栓的相对刚度系数。 为保证联接的紧密性，防止螺

12、为保证联接的紧密性，防止螺 栓工作载荷过大时，联接件出现缝栓工作载荷过大时，联接件出现缝 隙，应使残余预紧力隙，应使残余预紧力FR大于零，大于零， 粗略计算时粗略计算时, ,FR可选择以下数据：可选择以下数据： FE无变化时，无变化时，FR=(0.20.6)FE； FE有变化时，有变化时，FR=(0.61.0)FE； 压力容器的紧密联接压力容器的紧密联接, FR=(1.51.8)FE； 地脚螺栓联接地脚螺栓联接, FR = FE。 残余预紧力残余预紧力FR的确定的确定: 讨论讨论: 螺栓强度的计算螺栓强度的计算 (1) (1) 轴向工作载荷为轴向工作载荷为静载荷静载荷时螺栓强度计算时螺栓强度计

13、算 1 1 考虑到螺栓工作时考虑到螺栓工作时( (已受已受总拉力总拉力Fa作用作用) )可能需可能需 要补充拧紧，因此要补充拧紧，因此应按拉伸与扭转的复合应力状态应按拉伸与扭转的复合应力状态 进行强度计算进行强度计算，由第四强度理论，螺栓螺纹强度条，由第四强度理论，螺栓螺纹强度条 件为件为 1.3F4 d d 1.3F4 a 1 2 1 a 或或 12)-(10 (2)(2)轴向工作载荷为轴向工作载荷为变载荷变载荷时螺栓强度计算时螺栓强度计算 对于承受变载荷对于承受变载荷 的螺栓联接，除用式的螺栓联接，除用式 ( (10-12) ) 进行静强度进行静强度 计算外，还须进行疲计算外，还须进行疲

14、劳强度计算。当工作劳强度计算。当工作 载荷在载荷在0FE间变化间变化 时，螺栓受总拉力在时，螺栓受总拉力在Fo Fa间变化。此时螺栓所受间变化。此时螺栓所受 应力幅为应力幅为 A2)-(10 2 1 E cb b 2 1 Ra a d 2F kk k 4d 2FF 受变载荷的零件多为疲劳破坏，而影响零件疲受变载荷的零件多为疲劳破坏，而影响零件疲 劳强度的主要因素是应力幅，故应满足疲劳强度条劳强度的主要因素是应力幅，故应满足疲劳强度条 件件 A3)-(10 a 2 1 E cb b a d 2F kk k 式中，式中，a为螺栓受变载荷时的许用应力为螺栓受变载荷时的许用应力 幅幅( (MPa) )

15、，按表，按表10-6 所给的公式计算。所给的公式计算。 受剪螺栓受剪螺栓联接所受预紧力很小，强度计算时可联接所受预紧力很小，强度计算时可 忽略不计。如图所示。忽略不计。如图所示。 B1)-(10 md 4F 2 o s 剪切强度条件为剪切强度条件为 二、受剪螺栓联接二、受剪螺栓联接 受剪螺栓联接时，螺栓在联接的接合面处受剪受剪螺栓联接时，螺栓在联接的接合面处受剪 切，孔壁和螺杆接触面受到挤压，因此，联接的主切，孔壁和螺杆接触面受到挤压，因此，联接的主 要失效形式是螺杆被剪断及螺杆或孔壁被压溃。要失效形式是螺杆被剪断及螺杆或孔壁被压溃。 式中，式中， Fs 为螺栓所受工作剪力为螺栓所受工作剪力(

16、N)； do为螺栓抗剪面直径为螺栓抗剪面直径(mm)； h1为螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度为螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度( (mm) )； m为螺栓抗剪面数目；为螺栓抗剪面数目； 为螺栓的许用切应力为螺栓的许用切应力( (MPa, ,见表见表10-6 ； p为螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力为螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力 ( (MPa),),见表见表10-6。 B2)-(10 p p o1 s dh F p 挤压强度条件为挤压强度条件为 三、螺纹联接件的材料和许用应力三、螺纹联接件的材料和许用应力 1. 1.螺纹联接件的材料和力学性能等级螺纹联接件的材料和力学性能等级 1 1 螺纹联接件的

17、常用材料如螺纹联接件的常用材料如Q215、Q235、35和和45 钢等。对承受冲击、振动或变载荷的螺纹联接件，可钢等。对承受冲击、振动或变载荷的螺纹联接件，可 采用高强度材料，采用高强度材料，30CrMnSi、15MnVB等。对于要等。对于要 求有防蚀、防磁、导电或耐高温的螺纹联接件，可采求有防蚀、防磁、导电或耐高温的螺纹联接件，可采 用特种钢，用特种钢，lCr13、2Cr13、lCr18Ni9Ti和铜合金等。和铜合金等。 螺纹联接件材料的力学性能等级见表螺纹联接件材料的力学性能等级见表10-5。 2. 螺纹联接件的许用应力螺纹联接件的许用应力 螺纹联接件的许用应力及安全系数见表螺纹联接件的许

18、用应力及安全系数见表10-6和和 表表10-7。 例例 10-4 一钢制液压油缸，油缸壁厚为一钢制液压油缸，油缸壁厚为10 mm， 油压油压 p 1.6 MPa，D 160 mm，试计算油缸上盖，试计算油缸上盖 的螺栓联接和螺栓分布圆直径的螺栓联接和螺栓分布圆直径 D0 （图（图10-21）。）。 解解: (1) 决定单个螺栓工作截荷决定单个螺栓工作截荷FE 试取螺栓数试取螺栓数 z8，则单，则单 个螺栓承受的平均轴向工作个螺栓承受的平均轴向工作 载荷载荷FE为：为： kN 4.02 84 1601.6 z 4Dp F 2 2 E (2) 决定单个螺拴总拉伸载荷决定单个螺拴总拉伸载荷Fa Fa

19、 FE 1.8FE 2.84.0211.3 kN (3) 求螺栓直径求螺栓直径 根据前面所述（根据前面所述（147页）页） ，对于压力容器取残，对于压力容器取残 余预紧力余预紧力FR1.8FE，由公式，由公式Fa FEFR可得可得 查表查表10-5选取螺栓材料选取螺栓材料 性能等级性能等级4.8级级,s320MPa, 装配时不要求严格控制预紧装配时不要求严格控制预紧 力，力， 按表按表10-7 暂取安全系数暂取安全系数 S3，螺栓许用应力为，螺栓许用应力为 107MPa 3 320 S s 由式由式(10-12) 得螺纹的小径为得螺纹的小径为 13.22mm 107 1011.31.34 1.

20、3F4 2 a 1 1 d d 查表查表10-1，取，取M16螺栓螺栓(小径小径 d113.835mm )。 按照表按照表10-7 可知所取安全系数可知所取安全系数S3 是正确的。是正确的。 (4) 决定螺栓分布圆直径决定螺栓分布圆直径 D0=D2e210=160216(36)210 = =218 224 mm 取取D0220mm。 (5) 螺栓间距螺栓间距l 为为 86.4mm 8 220 z D l 0 螺栓置于凸缘中部。螺栓分布圆直径螺栓置于凸缘中部。螺栓分布圆直径D0为为 壁厚壁厚 由第由第 146 页（旧版页（旧版143页）的脚注可知，页）的脚注可知， 当当 p 1.6 MPa 时，

21、时，l 7d716112mm，所以选，所以选 取的取的D0 和和 z 是合适的。是合适的。 在本例题中在本例题中 ，求螺纹直径时要用到许用应力，求螺纹直径时要用到许用应力 ，但，但是与螺纹直径有关的参数，因此需采用是与螺纹直径有关的参数，因此需采用 试算法计算、调整。这种方法在其他零件设计计试算法计算、调整。这种方法在其他零件设计计 算中同样会经常使用。算中同样会经常使用。 10-5 提高螺栓联接强度的措施提高螺栓联接强度的措施 一、降低螺栓总拉伸截荷一、降低螺栓总拉伸截荷Fa的变化范围的变化范围 螺栓受的轴向工作载荷螺栓受的轴向工作载荷FE在在 0 FE间变化时，间变化时， 则从式则从式(1

22、0-16) 得螺栓总拉伸载荷得螺栓总拉伸载荷Fa 的变化范围为的变化范围为 若若减小减小螺栓刚度螺栓刚度kb或或增大增大被联接被联接 cb b Eoo kk k FFF 件刚度件刚度kc都可以减小都可以减小Fa的变化范围。这对防止螺栓的变化范围。这对防止螺栓 的疲劳损坏是十分有利的。的疲劳损坏是十分有利的。 16)(10 cb b Eoa kk k FFF 减小螺栓刚度减小螺栓刚度kb的措施：增加螺栓的长度；的措施：增加螺栓的长度； 减小螺栓光杆部分直径或采用空心螺杆。减小螺栓光杆部分直径或采用空心螺杆。 采用刚性垫片采用刚性垫片或采用密封环以或采用密封环以 保持联接件的刚度。采用刚性小的保持

23、联接件的刚度。采用刚性小的 软垫片会降低软垫片会降低kc。 二、改善螺纹牙间的载荷分布二、改善螺纹牙间的载荷分布 采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈间采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈间 的分布是不均匀的，如图的分布是不均匀的，如图a，从螺母支承面算起，从螺母支承面算起， 第一圈受载最大，以后各圈递减。旋合圈数越多，第一圈受载最大，以后各圈递减。旋合圈数越多， 载荷分布不均的程度也越显著，到第载荷分布不均的程度也越显著，到第810圈以后，圈以后， 螺纹几乎不受载荷。所以，采用圈数多的厚螺母，螺纹几乎不受载荷。所以，采用圈数多的厚螺母， 并不能提高联接强度。并不能提高联接强度。 若采用图

24、若采用图b的悬置的悬置(受拉受拉)螺母，则螺母锥形悬螺母，则螺母锥形悬 置段与螺栓杆均为拉伸变形，有助于减少螺母与栓置段与螺栓杆均为拉伸变形，有助于减少螺母与栓 杆的螺距变化差，从而使载荷分布比较均匀。图杆的螺距变化差，从而使载荷分布比较均匀。图c 为环槽螺母，其作用和悬置螺母相似。为环槽螺母，其作用和悬置螺母相似。 三、减小应力集中三、减小应力集中 螺栓上应力集中最严重的部位是螺纹牙底部、螺纹收螺栓上应力集中最严重的部位是螺纹牙底部、螺纹收 尾部分、螺栓头和杆交接处、螺栓杆上横剖尾部分、螺栓头和杆交接处、螺栓杆上横剖面有明显变化面有明显变化 的地方。为了减小应力集中的影响，可以采用较大的过渡

25、的地方。为了减小应力集中的影响，可以采用较大的过渡 圆角圆角(图图a)和切制卸载槽和切制卸载槽(图图b、c)。航空、航天器螺栓采用。航空、航天器螺栓采用 新发展的新发展的MJ螺纹螺纹,其牙底部采用了比普通螺纹大得多的圆角其牙底部采用了比普通螺纹大得多的圆角 半径半径r（r=0.15P0.18P,而普通螺纹而普通螺纹r =0.125P）。 四、避免或减小附加应力四、避免或减小附加应力 当螺母支承面、螺栓头部歪斜当螺母支承面、螺栓头部歪斜( (图图a a、b)b)、被联、被联 接件刚度不足接件刚度不足( (图图c)c)或采用钩头螺栓时或采用钩头螺栓时( (图图d)d)，都会，都会 使螺栓产生偏心载

26、荷。这时，使螺栓产生偏心载荷。这时， 螺螺栓除受拉伸外，还受由偏载引起的附加弯曲应力，栓除受拉伸外，还受由偏载引起的附加弯曲应力， 使螺栓的工作应力大大增加使螺栓的工作应力大大增加, ,故应当尽量避免。故应当尽量避免。 减小或避免弯曲应力减小或避免弯曲应力主要是从工艺主要是从工艺结构结构上上考考 虑。例如从工艺上使联接支承面与螺纹轴线垂直，虑。例如从工艺上使联接支承面与螺纹轴线垂直， 采用凸台采用凸台( (图图a)a)或沉头座或沉头座( (图图b)b)等结构，经切削来等结构，经切削来 保证支承面的平整。特殊情况下，也可采用球面保证支承面的平整。特殊情况下，也可采用球面 垫圈（图垫圈（图c)c)

27、或斜垫圈等或斜垫圈等( (图图d)d)。 五、改进制造工艺五、改进制造工艺 制造工艺对螺栓疲劳强度有较制造工艺对螺栓疲劳强度有较 大影响，采用冷镦螺栓头部和辗制大影响，采用冷镦螺栓头部和辗制 螺纹的螺栓，其疲劳强度比车制的螺纹的螺栓，其疲劳强度比车制的 螺纹高螺纹高35% 35% 左右。这是因为辗制螺左右。这是因为辗制螺 纹时，由于冷作硬化作用，表层有残余压应力，纹时，由于冷作硬化作用，表层有残余压应力， 辗压后金属组织紧密，螺纹工作时，受力方向和辗压后金属组织紧密，螺纹工作时，受力方向和 材料纤维方向一致。材料纤维方向一致。 此外此外, ,氰化、氮化、喷丸处理也能提高疲劳氰化、氮化、喷丸处理

28、也能提高疲劳 强度强度。 10-11 键联接和花键联接键联接和花键联接 键键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定 以传送转矩以传送转矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴。有些类型的键还可实现轴上零件的轴 向固定或轴向移动。键是标准件，键联接设计的主向固定或轴向移动。键是标准件，键联接设计的主 要内容是：选择键的类型；确定键的尺寸；必要时要内容是：选择键的类型；确定键的尺寸；必要时 较核键联接的强度。较核键联接的强度。 一、键联接的类型及其特点一、键联接的类型及其特点 键分为平键、半圆键、楔键和切向键等。键分为平键、半圆键、楔键和切向键等。 10-11 键

29、联接和花键联接键联接和花键联接 一、键联接的类型及其特点一、键联接的类型及其特点 平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之 间留有间隙。这种键定心性较好、装拆方便。常用间留有间隙。这种键定心性较好、装拆方便。常用 的平键有普通平键和导向平键两种。的平键有普通平键和导向平键两种。 1. 平键平键 普通平键按端部形状分为圆头普通平键按端部形状分为圆头(A 型型)、方头、方头(B 型型)或单圆头或单圆头(C型型)三种。圆头键的轴槽用指形铣刀三种。圆头键的轴槽用指形铣刀 （键槽铣刀）加工，键在槽中固定良好，但轴上键（键槽铣刀）加工，键在槽中固定良好，但轴上键 槽

30、端部的应力集中较大。槽端部的应力集中较大。 方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。 盘铣刀盘铣刀 单圆头键常用于轴端。单圆头键常用于轴端。 表表10-9 普通平键和键槽的尺寸普通平键和键槽的尺寸 平键标记方法示例：平键标记方法示例： 圆头普通平键（圆头普通平键（A型）型）b=16、 h=10、 L=100 标记为：键标记为：键A16100 GB109679 平头普通平键（平头普通平键（B型）型）b=16、h=10、L=100 标记为：键标记为：键B16100 GB109679 单圆头普通平键（单圆头普通平键（C型）型）b=16、h=10、L=100 标

31、记为：键标记为：键C16100 GB109679 导向平键导向平键较长，需用螺钉固定在轴槽中，为较长，需用螺钉固定在轴槽中，为 了便于装拆，键上有起键螺纹孔了便于装拆，键上有起键螺纹孔(图图b)。这种键能。这种键能 实现轴上零件的轴向移动，构成动联接。如变速实现轴上零件的轴向移动，构成动联接。如变速 箱的滑移齿轮即可采用导向平键。箱的滑移齿轮即可采用导向平键。 2半圆键联接半圆键联接 半圆键也是以两侧面为工作面，它与平键一样半圆键也是以两侧面为工作面，它与平键一样 能较好的定心。半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽能较好的定心。半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽 底面，装配方便。它的缺点是键槽对轴的削弱

32、较大，底面，装配方便。它的缺点是键槽对轴的削弱较大， 只适用于轻载联接。只适用于轻载联接。 楔键联接和切向键联接楔键联接和切向键联接 楔键楔键: 上下面是工作面，键的上表面有上下面是工作面，键的上表面有 1:100 的斜度，的斜度， 轮毂键槽底面也有轮毂键槽底面也有 1:100 的斜度，把楔键打入轴和毂槽内的斜度，把楔键打入轴和毂槽内 时，其工作面上产生很大的预力时，其工作面上产生很大的预力Fn 。工作时，主要靠。工作时，主要靠 摩擦力摩擦力 f Fn 传递转矩传递转矩T ，能，能 承受单方向的轴向力。承受单方向的轴向力。 由于楔键打入时，迫使由于楔键打入时，迫使 轴和轮毂产生偏心轴和轮毂产生

33、偏心 e ，因此，因此 楔键仅适用于定心精度要求楔键仅适用于定心精度要求 不高、载荷平稳和低速的联不高、载荷平稳和低速的联 接。接。 楔键分为普通楔键和钩楔键分为普通楔键和钩 头楔键两种。钩头楔键的钩头楔键两种。钩头楔键的钩 头是为了拆键用的。头是为了拆键用的。 切向键切向键：常在重：常在重 型机械中使用。切向型机械中使用。切向 键是由一对楔键组成，键是由一对楔键组成， 装配时将两键楔紧。装配时将两键楔紧。 键的窄面是工作面，键的窄面是工作面， 工作面上的压力沿轴工作面上的压力沿轴 的切线方向作用，能的切线方向作用，能 传递很大的转矩。当传递很大的转矩。当 双向传递转矩双向传递转矩, 需用两对

34、切向键并分布成需用两对切向键并分布成120130。 1:100 二、键的选择和键联接的强度计算二、键的选择和键联接的强度计算 1. 1. 键的选择键的选择 (1) (1) 类型选择类型选择 键的类型根据轴及轮毅的结构，使键的类型根据轴及轮毅的结构，使 用要求和工作状况来选择，还应考虑传递转矩的大用要求和工作状况来选择，还应考虑传递转矩的大 小；轴上零件是否需要沿轴向移动及滑移距离的长小；轴上零件是否需要沿轴向移动及滑移距离的长 短；对中性要求；键在轴的中部还是在端部等。短；对中性要求；键在轴的中部还是在端部等。 (2) (2) 尺寸选择尺寸选择 键的主要尺寸为其剖面及寸（键宽键的主要尺寸为其剖

35、面及寸（键宽 b键高键高h）与长度（）与长度（L）。）。键的剖面尺寸键的剖面尺寸bh依据依据 轴的直径轴的直径d由标准中选取由标准中选取。键的长度。键的长度L一般可按轮毂一般可按轮毂 的长度选定，的长度选定，键长应略短于轮毂的长度键长应略短于轮毂的长度，并符合标，并符合标 准规定的长度系列。准规定的长度系列。 2.2.平键联接的强度计算平键联接的强度计算 忽略摩擦，平键受力情况如图所示。可能的忽略摩擦，平键受力情况如图所示。可能的 失效形式失效形式有：较弱零件（通常为轮毂）工作面被有：较弱零件（通常为轮毂）工作面被 压溃（静联接），工作面过度磨损（动联接），压溃（静联接），工作面过度磨损（动联

36、接）， 个别情况会出现键被剪断。对于尺寸按标准选择个别情况会出现键被剪断。对于尺寸按标准选择 的平键联接，压溃和磨损是其的平键联接，压溃和磨损是其主要失效形式，主要失效形式， 因此，通常因此，通常 只作联接的只作联接的 挤压强度或挤压强度或 耐磨性计算。耐磨性计算。 在工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分在工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分 布，按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件布，按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件 计算，得计算，得 28)-(10 27)-(10 p p dhldhl 4T4T p p dhldhl 4T4T P P 静联接静联接 动联接动联接 式中：式中

37、：T 为转矩，为转矩，Nmm；h 为键高度、为键高度、l 为键的为键的 工作长度，工作长度，mm； P P 为许用挤压应力、为许用挤压应力、 p 为许为许 用压强，用压强，MPa（见表（见表10-10）。）。 如果使用一个平键不能满足强度要求时，可采如果使用一个平键不能满足强度要求时，可采 用两个平键，两键应相隔用两个平键，两键应相隔 180布置。考虑载荷分布置。考虑载荷分 配不均，其强度按配不均，其强度按1.5个键计算。个键计算。 键一般采用强度极限键一般采用强度极限B不小不小 于于600 MPa的碳素钢，通常用的碳素钢，通常用45钢。钢。 当轮毂用非铁金属或非金属材料时，当轮毂用非铁金属或

38、非金属材料时， 键也可用键也可用20或或Q 235钢。钢。 三、花键联接三、花键联接 轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称 为花键联接。齿的侧面是工作面。由于是多齿传递为花键联接。齿的侧面是工作面。由于是多齿传递 载荷，所以花键联接比平键联接具有承载能力高，载荷，所以花键联接比平键联接具有承载能力高， 对轴削弱程对轴削弱程 度小（齿浅、度小（齿浅、 应力集中应力集中 小）。定心小）。定心 好和导向性好和导向性 能好等优点。能好等优点。 花键用于定心精度要求高、裁荷大或经常滑移花键用于定心精度要求高、裁荷大或经常滑移 的联接。花键联接按其齿形不同，可分

39、为一般常用的联接。花键联接按其齿形不同，可分为一般常用 的矩形花键（图的矩形花键（图a）和强度高的渐开线花键）和强度高的渐开线花键(图图b)。 花链联接也可分为静联接和动联接，一般只验花链联接也可分为静联接和动联接，一般只验 算挤压强度和耐磨性。算挤压强度和耐磨性。 以矩形花键为例，由国标可查得大径以矩形花键为例，由国标可查得大径D、小径、小径d、键、键 宽宽B和齿数和齿数z，设各齿压力的合力作用在平均半径，设各齿压力的合力作用在平均半径rm 处，载荷不均匀系数处，载荷不均匀系数K0.70.8，其强度条件是，其强度条件是: 式中：式中： l 为齿的接触长度、为齿的接触长度、h 为齿面工作高度，为齿面工作高度， mm; P P 为许用挤压应力、为许用挤压应力、 p p 为许用压强，为许用压强，Mpa， rm(Dd)2。 29)-(10 p p r rl lKzhKzh 2T2T p p r rl lKzhKzh 2T2T m m m m P P 静联接静联接 动联接动联接 花键通常用抗拉强度极限不低于花键通常用抗拉强度极限不低于600MPa的钢制的钢制 造。在载荷作用下，作频繁移动的花键，齿面要经造。在载荷作用下，作频繁移动的花键，齿面要经 热处理，以便获得足够的硬度抗磨。花键联接的许热处