陕西科技大学过程装备与控制工程课件2机械设计(王宁侠)第10章.

1、第10章轴毂联接 第第10章章 轴毂联接轴毂联接 10.1 键联接10.2 花键联接 10.3 无键联接 10.4 销联接 习题 第10章轴毂联接 10.1 键联接键联接10.1.1 键联接的类型、特点和应用键联接的类型、特点和应用1. 平键联接平键联接如图10-1(a)所示的普通平键联接中，平键的两侧面是工作面，工作时，靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩，故键宽与键槽需配合。键的上表面和轮毂的键槽底面间要留有间隙，便于装拆。平键联接具有结构简单、装拆方便、对中性好、加工方便等优点，故得到广泛应用。但这种键联接不能承受轴向力，所以对轴上零件不能起到轴向固定的作用。 第10章轴毂联接 图 10-1

2、普通平键联接第10章轴毂联接 按用途的不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中，普通平键和薄型平键用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动的联接；导向平键和滑键用于动联接，即轴与轮毂间有相对轴向移动的联接。第10章轴毂联接 1) 普通平键按端部形状不同，普通平键分圆头(A型)、平头(B型)及单圆头(C型)三种。圆头平键(见图10-1(b)宜放在用键槽铣刀铣出的键槽中，故键槽两端具有与键相同的形状，键在键槽中轴向固定良好。但键的圆头侧面与轮毂上的键槽不接触，所以键的圆头部分不起联接作用，并且轴上键槽端部的应力集中较大。平头平键(见图10-1(c)是放在用盘铣刀铣出的键槽中，轴上键

3、槽端部的应力集中较小，但对于尺寸大的键，宜用紧定螺钉固定在轴上的键槽中，以防松动。单圆头平键(见图10-1(d)常用于轴端与轴上零件的联接。第10章轴毂联接 2) 薄型平键薄型平键与普通平键的主要区别是键的高度约为普通平键的6070，也分圆头、平头和单圆头三种形式，但传递转矩的能力较低，常用于薄壁结构、空心轴及一些径向尺寸受限制的场合。第10章轴毂联接 3) 导向平键和滑键当被联接的毂类零件在工作过程中必须在轴上作轴向移动时(如变速箱中的滑移齿轮)，则须采用导向平键或滑键。导向平键(见图10-2)是一种较长的平键，用螺钉固定在轴上的键槽中，为了拆卸方便，键上制有起键螺纹孔，以便拧入螺钉使键退出

4、键槽。键与毂上的键槽是间隙配合，用于轴上的零件沿轴向移动距离不大的场合。当零件需滑移的距离较大时，所需导向键的长度过大，加工制造困难，因此宜采用滑键。滑键(见图10-3)固定在轮毂上，轮毂带动滑键在轴上的键槽中作轴向滑移。这样，只需在轴上铣出较长的键槽，而键可做得较短。第10章轴毂联接 图 10-2 导向平键联接第10章轴毂联接 图 10-3 滑键联接第10章轴毂联接 2. 半圆键联接半圆键联接半圆键联接如图10-4所示。它也用于静联接，与平键联接一样，键的两侧面为工作面，定心性好。轴上键槽用尺寸与半圆键相同的半圆键槽铣刀铣出，因而键在槽中能绕其几何中心摆动以适应轮毂中键槽的斜度，故加工工艺性

5、较好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的联接。其缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，故一般只用于轻载静联接中。第10章轴毂联接 图 10-4 半圆键联接第10章轴毂联接 3. 楔键联接楔键联接楔键联接如图10-5所示。楔键的工作面是上、下两表面，其上表面和轮毂键槽底面均具有1 100的斜度，装配时需沿轴向将键楔紧。装配后，键的上、下两表面分别与轮毂和轴上键槽的底面贴合，并产生很大的楔紧力。工作时，依靠此楔紧力所产生的摩擦力来传递转矩，同时还可以承受单向的轴向力，对轮毂起到单向的轴向固定作用。楔键的侧面与键槽侧面间有很小的间隙，当转矩过大而导致轴与轮毂发生相对转动时，键的侧面也能参加工作。

6、因此，楔键联接在传递有冲击和振动的较大转矩时，仍能保证联接的可靠性。楔键联接的缺点是楔紧后会使轴和轮毂的配合产生偏心与偏斜，因此适用于对零件的定心精度要求不高和转速较低的场合。第10章轴毂联接 图 10-5 楔键联接第10章轴毂联接 楔键分为普通楔键和钩头楔键两种。普通楔键有圆头、平头和单圆头三种形式。装配时，圆头楔键要先放入轴上的键槽中，然后打紧轮毂；平头、单圆头和钩头楔键是在轮毂装好后将键放入键槽并打紧。钩头楔键的钩头供拆卸用，安装在轴端时，应注意加装防护罩。第10章轴毂联接 4. 切向键联接切向键联接 切向键联接如图10-6所示。切向键是由一对斜度为1 100的楔键组成的。装配时，两键的

7、斜面互相贴合，分别从轮毂的两端打入，沿轴的切线方向共同楔紧在轴、毂之间。两键拼合后，相互平行的两个窄面是其工作面。切向键装配后，必须使其一个工作面通过轴心线。工作时，靠工作面上的挤压力和轴与轮毂间的摩擦力来传递转矩。用一对切向键时，只能传递单向转矩；当要传递双向转矩时，必须用两对切向键，两对键的夹角应为120135。切向键联接的优点是承载能力很大，缺点是装配后轴和毂的对中性差，键槽对轴的削弱较大，因此常用于轴的直径大于100 mm、低速、重载、定心精度要求不高的场合，例如大型矿山机械的轴毂联接。第10章轴毂联接 图 10-6 切向键联接第10章轴毂联接 10.1.2 键的选择及键联接的强度计算

8、键的选择及键联接的强度计算1. 键的选择键的选择键的选择包括键的类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键是标准零件，其尺寸应按强度和标准规格要求来取定。平键的主要尺寸为键宽b、键高h与长度L。键的剖面尺寸用bh表示，其值按轴的直径d由标准选定。键的长度L一般应等于或略短于轮毂的长度；而导向平键的长度则按轮毂的长度及其滑动距离而定。一般轮毂的长度可取为L(1.52)d，这里d为轴的直径。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。普通平键和普通楔键的主要尺寸见表10-1。重要的键联接在选出键的类型和尺寸后，还应进行强度校核计算。第10章轴毂联接 第10章

9、轴毂联接 2. 键联接的强度计算键联接的强度计算1) 平键联接的强度计算 平键联接在传递转矩时，联接中各零件的受力情况见图10-7。对于用于静联接的普通平键联接，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断(图10-7 中沿a-a面剪断)。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。对于用于动联接的导向平键联接和滑键联接，其主要失效形式是工作面的过度磨损。因此，通常只按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。第10章轴毂联接 图 10-7 平键联接受力情况第10章轴毂联接 为了简化计算，假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 (10-1)导向平键联

10、接和滑键联接的强度条件为 (10-2)102p3plkdT1023plkdTp第10章轴毂联接 式中： T 传递的转矩(TFd/2)，单位为Nm； k 键与轮毂键槽的接触高度，k0.5h，h为键的高度，单位为mm； l键的工作长度，单位为mm，圆头平键lL-b，平头平键lL，半圆头平键lL-b/2(L为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm)； d 轴的直径，单位为mm； p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa，见表10-2； p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力，单位为MPa，见表10-2。第10章轴毂联接 第10章轴毂联接 2) 半圆键联接的强度计算半圆键联

11、接的受力情况如图10-8所示(轮毂已取掉)。因其只用于静联接，故主要失效形式是工作面被压溃。通常按工作面的挤压应力进行强度校核计算，强度条件同式 (10-1)。所应注意的是：半圆键的接触高度k应根据键的尺寸从标准中查取；半圆键的工作长度l近似地取为键的公称长度L。第10章轴毂联接 图 10-8 半圆键联接的受力情况第10章轴毂联接 3) 楔键联接简化强度计算 楔键联接装配后的受力情况如图10-9(a)所示(轮毂已取掉)。其主要失效形式是相互楔紧的工作面被压溃，故应校核各工作面的抗挤压强度。当传递转矩时(见图10-9(b)，为了简化计算，把键和轴视为一体，并将下方分布在半圆柱面上的径向压力用集中

12、力F代替，由于这时轴与轮毂有相对转动的趋势，轴与轮毂也都产生了微小的扭转变形，故沿键的工作长度l及沿宽度b上的压力分布情况均较以前发生了变化，压力的合力F不再通过轴心。计算时假设压力沿键长均匀分布，沿键宽为三角形分布，取xb/6，yd/2，由键和轴一体对轴心的受力平衡条件T= FxfFyfFd/2得到工作面上压力的合力为dfbTdfyfxTF662第10章轴毂联接 则楔键联接的挤压强度条件为 (10-3)式中： f摩擦系数，一般取f=0.120.17。)6(10122p3pdfbblTblF第10章轴毂联接 图 10-9 楔键联接受力情况第10章轴毂联接 4) 切向键联接简化强度计算 切向键联

13、接的主要失效形式是工作面被压溃。设把键和轴看成一体，则当键联接传递转矩时，其受力情况如图10-10所示。假定压力在键的工作面上均匀分布，取y=(dt)/2，t=d/10，按一个切向键来计算时，由键和轴一体对轴心的受力平衡条件T= FyfFd/2 得到工作面上压力的合力为第10章轴毂联接 则切向键联接的挤压强度条件为 (10-4)式中： t 键槽的深度，单位为mm；C 键的倒角，单位为mm。键的材料采用抗拉强度不小于600 MPa的钢，通常为45钢。)5 . 045. 0( )(10)(p3pfCtldTCtlF第10章轴毂联接 图 10-10 切向键联接受力情况第10章轴毂联接 在进行强度校核

14、后，如果强度不够，可采用双键。这时应考虑键的合理布置。两个平键最好布置在沿周向相隔180；两个半圆键应沿轴线方向布置在同一条母线上；两个楔键则应布置在沿周向相隔90120；两对切向键一般应布置在沿周向相隔为120135。考虑到两键上载荷分配的不均匀性，在强度校核中只按1.5个键计算。如果轮毂允许适当加长，也可相应地增加键的长度，以提高单键联接的承载能力。但由于传递转矩时键上载荷沿其长度分布不均，因此键的长度不宜过大。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过(1.61.8)d。第10章轴毂联接 例例10-1 设计一蜗轮与轴的键联接，蜗轮安装在两支

15、承点之间，已知蜗轮传递的功率P=8.5 kW，转速n=75 r/min，载荷稳定。轴径d=65 mm，轮毂宽度为85 mm， 轴的材料为45钢，蜗轮轮毂材料为HT250。第10章轴毂联接 解解1. 选择键联接的类型 因蜗轮工作时对中性要求较高，应选用平键联接。由于蜗轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。2. 确定键的尺寸根据d=65 mm，从表10-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=18 mm，高度h=11 mm。 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L80 mm(略小于轮毂宽度)。第10章轴毂联接 3. 校核键联接的强度键、轴的材料都是钢，轮毂的材料为HT250， 则许用挤压应力应按铸铁查取

16、。由表10-2 查得许用挤压应力p=7080 MPa。由上述条件，键的工作长度为lL-b=8018=62 mm键与轮毂键槽的接触高度为k0.5h0.5115.5 mm转矩T为mN 333.1082755.81055.91055.933nPT第10章轴毂联接 由式(10-1)可得可见联接的挤压强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔180布置。 则由式(10-1)可得 键的标记为：键1880 GB/T 10962003(一般A型键可不标出“A”，对于B型或C型键，须将“键” 标为“键B”或“键C”)。MPa 97.66MPa 625 . 55610823332102p3pdklT)(MPa

17、.1165 MPa 5 . 1625 . 55610823332102p3p合适dklT第10章轴毂联接 10.2 花键联接花键联接10.2.1 花键联接的类型、特点和应用花键联接的类型、特点和应用花键联接是由键与轴做成一体的外花键(见图10-11(a)和具有相应凹槽的内花键(见图10-11(b)组成的，多个键齿和凹槽在轴及轮毂孔的周向均匀分布。由于结构形式和制造工艺的不同，与平键联接比较，花键联接在强度、工艺和使用方面有下述一些特点：(1) 齿数较多，总接触面积较大，因而可承受较大的载荷；(2) 齿槽较浅，齿根处应力集中较小，对轴与毂的强度削弱较少；第10章轴毂联接 (3) 轴上零件与轴的对

18、中性和导向性较好；(4) 可用磨削的方法提高加工精度及联接质量；(5) 有时需用专门设备加工，成本较高，而且齿根仍有应力集中。由于花键联接的上述特点，花键联接适用于定心精度要求高、载荷大以及尺寸较大的联接。花键联接既可用作静联接也可用作动联接。按齿形不同，花键可分为两类：矩形花键、渐开线花键。花键的齿数、尺寸以及联接配合等均应按标准选取。第10章轴毂联接 图 10-11 花键联接第10章轴毂联接 1. 矩形花键矩形花键矩形花键的键齿侧面为平行的平面，便于加工，并可用磨削方法消除热处理变形而获得较高的加工精度，因此，定心精度高，定心的稳定性好，应用广泛，如飞机、汽车、拖拉机、机床制造业、农业机械

19、及一般机械传动装置等。矩形花键的齿形尺寸，按齿高不同在标准(GB/T 11441987)中规定了两个系列：轻系列和中系列。前者适用于轻载的静联接，后者适用于中等载荷的联接。标准中规定矩形花键的定心方式为小径定心，如图10-12所示。第10章轴毂联接 图 10-12 矩形花键联接第10章轴毂联接 2. 渐开线花键渐开线花键渐开线花键的齿廓为渐开线(见图10-13)。渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性较好，易获得较高的精度和互换性；受载时齿上有径向力，能起到自动定心的作用，使各齿受力均匀；齿的根部强度高，寿命长，应力集中小，易于定心。当传递的转矩较大且轴径也大时，宜采用渐开线花键联接。第

20、10章轴毂联接 图 10-13 渐开线花键联接第10章轴毂联接 标准(GB/T 3478.11995)规定圆柱直齿渐开线花键分度圆标准压力角D分为30、37.5和45三种。渐开线花键的齿根分为平齿根和圆齿根。按渐开线花键的基本齿形(见图10-14)规定了四种基本齿廓，即30平齿根、30圆齿根、37.5圆齿根和45圆齿根的渐开线花键。30渐开线花键应用广泛，适用于传递动力、运动，常用于滑动、浮动和静联接。30平齿根适用于零件壁厚较薄且不能采用圆齿根的场合，强度足够的花键，或花键的工作长度紧靠轴肩；30圆齿根花键齿根应力集中较小，承载能力较高，通常用于大载荷的传动轴的联接。37.5圆齿根适用于传递

21、动力、运动，常用于滑动及过渡配合(例如联轴器)，且适用于冷成型加工工艺。45圆齿根，由于齿高较小、压力角大，故弯曲强度好，但齿的工作面高度较小，承载能力较低，故适用于载荷较低、直径较小的静联接，以及薄壁零件的轴毂联接。第10章轴毂联接 图 10-14 渐开线花键的基本齿形第10章轴毂联接 10.2.2 花键联接的强度计算花键联接的强度计算 花键联接的强度计算与键联接相似，首先根据联接的结构特点、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。花键联接的受力情况如图10-15 所示。其主要失效形式是工作面被压溃(静联接)或工作面过度磨损(动联接)。因此，静联接通常按工作面上的挤

22、压应力进行强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。第10章轴毂联接 第10章轴毂联接 计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径Dm处，即传递的转矩，并引入系数来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响。则花键联接的强度条件为静联接 (10-5)动联接 (10-6)102pm3pzhlDT1023pzhlDTpm2103zFT第10章轴毂联接 式中： 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取=0.70.8，齿数多时取偏小值； z 花键的齿数； l 齿的工作长度，单位为mm； h 花键齿侧面的工作高度; Dm 花键的平均直径，矩形花键 ，渐开线

23、花键Dm=D=mz(D为分度圆直径，单位为mm);2dDDm第10章轴毂联接 p花键联接的许用挤压应力，单位为MPa，见表10-3；p花键联接的许用压力，单位为MPa，见表10-3。对于矩形花键，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。对于渐开线花键，=30，h=m；=37.5，h=0.9m；=45，h=0.8m，m为模数。CdDh22第10章轴毂联接 第10章轴毂联接 10.3 无键联接无键联接10.3.1 过盈配合联接过盈配合联接1. 过盈配合联接的特点和应用过盈配合联接的特点和应用过盈配合联接是利用互相配合的零件间的装配过盈量来达到联接目的的。如图10-16所示为

24、两光滑圆柱面的过盈配合联接，包容件的配合尺寸小于被包容件的配合尺寸。装配后的配合面上产生了一定的径向压力，工作时靠此压力所产生的摩擦力来传递转矩或轴向力。第10章轴毂联接 图 10-16 过盈配合联接第10章轴毂联接 过盈配合联接的特点是结构简单、对中性好、承载能力大、对轴的削弱小、耐冲击性好；但配合面加工精度要求高，装拆不方便。过盈配合联接主要用于轴与毂的联接、轮圈与轮芯的联接以及滚动轴承与轴或座孔的联接等。过盈配合联接的配合面可以是圆柱面，也可以是圆锥面，分别称为圆柱面过盈配合联接(图10-16(a)和圆锥面过盈配合联接(图10-16(b)。由于圆柱面过盈配合联接使用普遍，以下仅讨论圆柱面

25、过盈配合联接。第10章轴毂联接 2. 过盈配合联接的装配方法过盈配合联接的装配方法圆柱面过盈配合联接的装配方法有压入法和胀缩法(温差法)。压入法是利用机械工具或压力机将被包容件直接压入包容件中。由于过盈量的存在，在压入过程中，配合表面微观不平度的峰尖不可避免地要受到擦伤或压平，因而降低了联接的紧固性。可在被包容件和包容件上分别制出如图10-17所示的导锥，并对配合表面进行润滑，尽量减轻损伤。压入法一般用于配合尺寸和过盈量较小的联接。第10章轴毂联接 图 10-17 过盈联接件的结构第10章轴毂联接 对联接质量要求更高时，应采用胀缩法进行装配。即加热包容件，使其内孔直径增大，或(和)冷却被包容件

26、，使其外径减小，从而形成装配间隙，这样既便于装配，又可减少或避免损伤配合表面。待温度恢复到常温时即达到牢固的联接。胀缩法一般是利用电炉、煤气或在热油中进行加热，冷却则多采用液态氮(可冷至195)、低温箱(可冷至140)或固态二氧化碳(又名干冰，可冷至79)。加热时应防止配合面上产生氧化皮。加热法常用于配合直径较大时；冷却法则常用于配合直径较小时。过盈配合联接的应用实例如图10-18及图10-19所示。第10章轴毂联接 图 10-18 曲轴过盈联接第10章轴毂联接 图 10-19 轴与轴承、齿轮的过盈联接及拆开时用的注油管道第10章轴毂联接 由于过盈配合联接经过多次拆装后，配合面会受到严重损伤，

27、当装配过盈量很大时，装好后再拆开就更加困难。因此，为了保证多次拆装后配合仍能具有良好的紧固性，可采用液压拆卸，即在配合面间注入高压油，以涨大包容件的内径，缩小被包容件的外径，从而使联接便于拆开，并减小配合面的擦伤。但采用这种办法时，需在包容件和(或)被包容件上制出油孔和油沟，如图10-19所示。一些对中性要求高，受载较大，或者有冲击的轴与轮毂的联接(例如重载齿轮或蜗轮与轴的联接)，为保证其联接可靠和对中性要求，往往同时采用键(或销)联接和过盈配合联接。第10章轴毂联接 3. 过盈配合联接的设计计算过盈配合联接的设计计算设计过盈配合联接时，一般零件材料、结构尺寸和传递载荷均已初步确定，因此其设计

28、的主要内容有：(1) 按要求传递的载荷，确定配合面所需的最小压力pmin；(2) 确定为保证最小压力所需要的最小过盈量min，并选择配合；(3) 校核联接在最大过盈量时的强度；(4) 若采用压入法，需确定过盈联接的最大压入力、压出力；(5) 若采用胀缩法，需确定包容件加热温度及被包容件冷却温度。第10章轴毂联接 过盈配合联接计算的假设条件是：(1) 联接零件中的应力处于平面应力状态(即轴向应力z= 0)；(2) 零件应变均在弹性范围内；(3) 材料的弹性模量为常量；(4) 联接部分为两个等长的厚壁筒，配合面上的压力均匀分布。第10章轴毂联接 下面仅介绍圆柱面过盈配合联接的计算。1) 确定配合面

29、所需的最小压力pmin 过盈联接应保证在载荷作用下联接件不发生相对运动，则配合面上所产生的摩擦阻力(或力矩)应大于或等于零件配合面所被传递的外力(或外力矩)。当联接传递轴向力F时(见图10-20(a)，应有dlpfF则 (10-7)dlfFpmin第10章轴毂联接 当联接传递转矩T时(见图10-20(b)，应有则 (10-8)当联接同时传递轴向力F和转矩T时，应有则 (10-9)Tddlpf2lfdTp2min2222dTFdlpfdlfdTFp222min第10章轴毂联接 式中： F 轴向力，单位为N； T 转矩，单位为Nmm； d、l 配合表面的公称直径和长度， 单位为mm； f 配合面的

30、摩擦系数，见表10-4。第10章轴毂联接 图 10-20 过盈配合联接传递载荷第10章轴毂联接 2) 过盈配合联接的最小有效过盈量min 根据材料力学有关厚壁圆筒的计算理论，在径向压力为p时的过盈量为则由式(10-7)式(10-9)可知，过盈配合联接传递载荷所需的最小过盈量应为 (10-10)32211minmin10ECECdp3221110ECECpd第10章轴毂联接 以上两式中： 、min分别为过盈配合联接的过盈量和最小过盈量，单位为m； pmin配合面间的最小压力, 由式(10-7)(10-9)计算, 单位为MPa; d 配合的公称直径，单位为mm； E1、E2 被包容件与包容件材料的

31、弹性模量，单位为MPa；第10章轴毂联接 C1、C2 被包容件与包容件的刚性系数， ，。d1、d2 分别为被包容件的内径和包容件的外径，单位为mm。 1、2 分别为被包容件与包容件材料的泊松比，对于钢，=0.3；对于铸铁，=0.25。12122121ddddC22222222ddddC第10章轴毂联接 由式(10-7)式(10-9)可见，当传递的载荷一定时，配合长度l越短，所需的最小压力pmin就越大。再由式(10-10)可见，当pmin增大时，所需的过盈量也随之增大。因此，为了避免在载荷一定时需用较大的过盈量而增加装配时的困难，配合长度不宜过短，一般推荐采用l0.9d。但应注意，由于配合面上

32、的应力分布不均匀，当l0.8d时，应考虑两端应力集中的影响，并从结构上采取降低应力集中的措施。第10章轴毂联接 显然，上面求出的min只有在采用胀缩法装配不致擦去或压平配合表面微观不平度的峰尖时才是有效的。所以用胀缩法装配时，最小有效过盈量minmin。但当采用压入法装配时，配合表面的微观峰尖将被擦去或压平一部分(见图10-21)，此时按式(10-10)求出的min即为理论值，应再增加被擦去部分，故计算公式为min=min+0.8(Rz1+Rz2) (10-11)式中，Rz1 、Rz2 被包容件及包容件配合表面上微观不平度的十点高度，单位为m，其值随表面粗糙度而异，见表10-5。第10章轴毂联

33、接 图 10-21 压入法装配时配合表面擦去部分示意图第10章轴毂联接 第10章轴毂联接 设计过盈配合联接时，如用压入法装配，应按式(10-11)求得最小有效过盈量min，并从国家标准中选出一个标准过盈配合，这个标准过盈配合的最小过盈量应略大于或等于min。若使用胀缩法装配，由于配合表面微观峰尖被擦伤或压平的很少，可以忽略不计，亦即可按式(10-10)求min后直接选定标准过盈配合。 还应指出的是：实践证明，不平度较小的两表面相配合时贴合的情况较好，从而可提高联接的可靠性。第10章轴毂联接 3) 过盈配合联接的强度计算 过盈配合联接的强度包括两个方面，即联接的强度及联接零件本身的强度。由于按照

34、上述方法选出的标准过盈配合已能产生所需的径向压力，即已能保证联接的强度，所以下面只讨论联接零件本身的强度问题。第10章轴毂联接 根据材料力学中的厚壁圆筒的应力分析，当压力p一定时，联接零件中的应力大小及分布情况如图10-22所示。其中，图10-22(a)为空心轴过盈联接的应力分布情况，图10-22(b)为实心轴过盈联接的应力分布情况。首先按所选的标准过盈配合种类查算出最大过盈量max。当采用压入法装配时，配合表面会有部分被擦平，若不考虑此影响，结果将会更安全。将max代入式(10-10)求出最大径向压力pmax，即 (10-12)然后根据pmax来校核零件本身的强度。32211maxmax10

35、ECECdp第10章轴毂联接 图 10-22 过盈联接中的应用分布图第10章轴毂联接 当零件材料为脆性材料时，可按图10-22所示的最大周向拉(压)应力用第一强度理论进行校核。由图可见，其主要破坏形式是包容件内表断裂。设B1、B2分别为被包容件材料的压缩强度极限及包容件材料的拉伸强度极限，则强度校核公式为对被包容件(10-13) 对包容件(10-14)322B12212maxdddp32B2222222maxddddp第10章轴毂联接 当零件材料为塑性材料时，则应按第四强度理论(形状改变比能理论)校核其承受最大应力的表层是否处于弹性变形范围内。设S1、S2分别为被包容件及包容件材料的屈服极限，

36、则由图10-22可知，不产生塑性变形的校核公式为对被包容件内表层(10-15) 对包容件内表层(10-16)1S2212max2dddpS2442222max3ddddp第10章轴毂联接 4) 过盈配合联接最大压入力、压出力 当采用压入法装配并准备拆开时，为了选择所需压力机的容量，最大压入力Fi、最大压出力Fo可按下式计算： Fi=fdlpmax (10-17) Fo=(1.31.5)fdlpmax(10-18)第10章轴毂联接 5) 包容件加热及被包容件冷却温度 当采用胀缩法装配时，包容件的加热温度t2和被包容件的冷却温度t1(单位均为) 可按下式计算： (10-19) (10-20)032

37、0max210tdt0310max110tdt第10章轴毂联接 式中：max 所选得的标准配合在装配前的最大过盈量，单位为m； 0装配时为了避免配合面互相擦伤所需的最小间隙，通常采用同样公称直径的间隙配合H7g6的最小间隙，单位为m，或从手册中查取； d 配合的公称直径，单位为mm； 1、2被包容件及包容件材料的线膨胀系数，查有关手册；t0 装配环境的温度，单位为。第10章轴毂联接 4. 提高过盈配合联接承载能力的措施提高过盈配合联接承载能力的措施过盈配合联接的强度计算公式，是在假设包容件与被包容件沿轴向等长的条件下得到的。但在实际联接中，被包容件通常比包容件长，从而使得被包容件在配合面端部的

38、径向压力增大，产生应力集中，接合面间压力沿轴向分布不均匀的情况，如图10-23所示。第10章轴毂联接 图 10-23 接合面压力沿轴向分布第10章轴毂联接 为了改善压力分布，减小应力集中，提高联接的承载能力，在结构设计时应采取适当的措施。(1) 使非配合直径小于配合直径(见图10-24(a)，并以较大圆弧过渡；(2) 在被包容件上加工减载槽(见图10-24(b)、(c)，必要时减载槽应经滚压处理，以提高疲劳强度； (3) 在包容件上加工减载槽(见图10-24(d)，或减小包容件端部的厚度(见图10-24(e)。前一种措施结构简单，使用较广。 第10章轴毂联接 图 10-24 改善应力分布的合理

39、结构第10章轴毂联接 例例10-2 图10-25所示为一齿轮与轴的过盈联接，已知其传递的转矩T=1500 Nm，结构尺寸如图所示。齿轮材料为20Cr，屈服极限为S2=400 MPa。轴的材料为45钢，屈服极限为S1=360 MPa。装配后不再拆开，用压入法装配，装配时配合面用润滑油润滑，试决定其标准过盈量和压入力。第10章轴毂联接 图 10-25 齿轮与轴的过盈联接第10章轴毂联接 解解1. 确定配合面所需的最小压力pmin根据式(10-8)，并由表10-4取f=0.08，得MPa 84.36906008. 010150022232minldfTp第10章轴毂联接 2. 确定最小有效过盈量、选

40、定标准过盈配合已知：d=60 mm，d1=0 mm，d2=100 mm，钢的弹性模量E1=E2=2.1105 MPa，泊松比1=2=0.3，得将以上各值代入式(10-10)，得7 . 03 . 00600602212122121ddddC425. 23 . 06010060100222222222222ddddCm9 .3210)425. 27 . 0(101 . 26084.36103532211minminECECdp第10章轴毂联接 设配合孔的表面粗糙度为，轴的表面粗糙度为，由表10-5选取Rz210 m, Rz16.3 m，则根据式(10-11) 得最小有效过盈量为min=min+0.

41、8(Rz1+Rz2)=32.90.8(6.310)=45.94 m 由公差配合表选H7/u6配合，此标准配合可能产生的实际最大过盈量max=106 m；实际最小过盈量为min=57 mmin=45.94 m，故合适。第10章轴毂联接 3. 计算过盈配合联接的强度计算过盈配合联接的强度因所选标准配合可以产生足够的径向压力，故联接强度已保证。现只需校核联接零件本身的强度。已知所选配合的最大过盈量为106 m，用压入法装配，可能产生的最大径向压力pmax按式(10-12)求得为MPa 7 .11810)425. 27 . 0(101 . 260106103532211maxmaxECECdp第10章

42、轴毂联接 包容件屈服极限为S2=400 MPa，则由式(10-16)求得 被包容件屈服极限为S1=360 MPa，则由式(10-15)求得pmax=118.7 MPa 144.7 MPa和180 MPa，故联接零件本身强度均足够。MPa 44.7100460100360100344222442222SddddMPa 1803606020602221S2212ddd第10章轴毂联接 4. 计算所需压入力由表10-4取对应的摩擦系数值为f=0.08，根据式(10-17)求得压入力为Fi=fdlpmax=0.083.146090118.7 N =161 014 N由上述计算所得的结果证明，所选的配合

43、既能传递所要求的转矩，又能保证被联接零件的强度，所以是可用的。第10章轴毂联接 10.3.2 型面联接型面联接型面联接是利用非圆截面的轴与相应轮廓的轮毂孔配合而形成的联接，如图10-26所示。轴和轮毂孔可以是柱形(见图10-26(a)的，也可以是锥形(见图10-26(b)的。柱形的型面联接只能传递转矩；而锥形的型面联接除传递转矩外，还能传递轴向力，但加工较复杂。第10章轴毂联接 图 10-26 型面联接第10章轴毂联接 型面联接的优点是：装拆方便，对中性好，联接面上没有键槽及尖角引起的应力集中，故可传递较大的转矩。其缺点是：联接件上的挤压应力较大，而且加工比较复杂，故目前应用还不够普遍。型面联

44、接常用的截面形状有三边形、方形、六边形等。图10-27所示为型面联接的实例。第10章轴毂联接 图 10-27 风机叶片三边形型面联接第10章轴毂联接 10.3.3 胀紧联接胀紧联接1. 胀紧联接的原理和特点胀紧联接的原理和特点胀紧联接是在轴与轮毂孔之间放置一对或数对与内外锥面贴合的胀紧联接套(简称胀套)，在轴向力的作用下，内套缩小、外套胀大，与轴和轮毂孔压紧，产生足够大的摩擦力，来传递转矩和轴向力，如图10-28所示。胀紧联接的特点是：定心性好，装拆或调整轴与轮毂的相对位置较方便，应力集中较小，承载能力高，并且有安全保护作用；但由于要在轴与轮毂孔间安装胀套，其应用有时会受到结构尺寸的限制。第1

45、0章轴毂联接 图 10-28 采用Z1型胀套的胀紧联接第10章轴毂联接 根据联接套的结构不同，GB/T 7934-1995规定了5种型号的胀套(Z1Z5)，下面简要介绍Z1、Z2型胀套的胀紧联接。 采用Z1型胀套的胀紧联接如图10-28所示。在轮毂孔和轴的对应光滑圆柱面间，可加装一对(图10-28(a)或两对胀套(图10-28(b)。当拧紧螺母或螺钉时，在轴向力的作用下，内、外套筒互相楔合，内套缩小而箍紧轴，外套胀大而撑紧毂，使接合面间产生压紧力。工作时，利用此压力引起的摩擦力来传递转矩或(和)轴向力。采用一个Z2型胀套的胀紧联接如图10-29所示。Z2型胀套中开有纵向缝隙，以利变形和胀紧。根

46、据传递载荷的大小，可在轴与毂孔间加装一对或几对胀套。拧紧联接螺钉，便可将轴、毂胀紧，以传递载荷。第10章轴毂联接 图 10-29 采用Z2型胀套的胀紧联接第10章轴毂联接 2. 胀套的选用胀套的选用各种型号胀套已标准化，选用时只需根据设计的轴和轮毂尺寸以及传递载荷的大小，查阅手册选择合适的型号和尺寸，使传递的载荷在许用范围内，亦即满足下列条件： 传递转矩时 TT (10-21) 传递轴向力时 FaFa (10-22)传递同时作用的转矩和轴向力时(10-23)2000a22aFdTF第10章轴毂联接 式中： T 传递的转矩，单位为Nm； T 一对胀套的额定转矩，单位为Nm； Fa 传递的轴向力，

47、单位为N； Fa 一对胀套的额定轴向力，单位为N； d 胀套内径，单位为mm。第10章轴毂联接 当一对胀套不能满足使用要求时，可用多对胀套串联使用，其总额定载荷为Tn = mT 及 Fn = mFa 式中：Tn n个胀套的总额定转矩，单位为Nm； Fn n个胀套的总额定轴向力，单位为N； m 载荷系数，见表10-6。在多胀套联接中，单对胀套传递载荷的能力将随胀套数的增加而降低，故胀套数不宜使用过多。第10章轴毂联接 第10章轴毂联接 10.4 销联接销联接10.4.1 销联接的类型销联接的类型主要用于固定零件之间相对位置的销，称为定位销(见图10-30)。它是组合加工和装配时的重要辅助零件。用

48、于联接且传递不大的载荷的销，称为联接销(见图10-31)，由于联接销对轴的强度削弱较大，故一般多用于轻载或不重要的联接。用作安全装置中的过载剪断元件的销，称为安全销(见图10-32)。第10章轴毂联接 图 10-30 定位销第10章轴毂联接 图 10-31 联接销第10章轴毂联接 图 10-32 安全销第10章轴毂联接 10.4.2 销的结构类型、特点和应用销的结构类型、特点和应用销有很多类型，如圆柱销、圆锥销、槽销、弹性圆柱销、开口销和销轴等。圆柱销(图10-30(a)利用微量过盈配合固定在铰制销孔中，经多次装拆后，会降低其定位精度和联接的可靠性，故只适用于不经常拆卸的场合。圆锥销(图10-

49、30(b)具有1 50的锥度，在受横向力时可以自锁。和圆柱销相比，其装拆方便，定位精度高，且多次装拆不影响定位精度和联接的可靠性。端部带螺纹的圆锥销(图10-33)可用于盲孔或拆卸困难的场合。开尾圆锥销(图10-34)装入销孔后，尾端可稍张开，以防止松脱，适用于有冲击、振动的场合。第10章轴毂联接 图 10-33 端部带螺纹的圆锥销第10章轴毂联接 图 10-34 开尾圆锥销第10章轴毂联接 槽销用弹簧钢制造并经辗压或模锻而成，其外表面有三条纵向沟槽。将槽销打入销孔后，由于材料的弹性使销挤紧在销孔中，不易松脱，因而能承受严重冲击和振动载荷。安装槽销的孔不需要铰制，加工方便，可多次装拆。槽销近年

50、来应用较为普遍，例如槽销还可作为键、螺栓、销轴等来使用， 如图10-35所示。第10章轴毂联接 图 10-35 槽销及应用第10章轴毂联接 弹性圆柱销(图10-36)用弹簧钢卷制成，具有弹性，装入销孔后与孔壁压紧，不易松脱。它对销孔精度要求较低，可不铰制，互换性好，可多次装拆；但刚性较差，不适用于高精度定位。弹性圆柱销常用于有冲击、振动的场合，载荷大时还可用几个销套在一起使用。开口销如图10-37所示。它在装配时，将尾部分开，以防脱出，用于锁定其他联接件。第10章轴毂联接 图 10-36 弹性圆柱销第10章轴毂联接 图 10-37 开口销第10章轴毂联接 销轴(图10-38)用于两零件的铰接处

51、，构成铰链联接。销轴通常用开口销锁定，工作可靠，拆卸方便。安全销的结构简单，形式多样，其联接形式如图10-39所示。必要时可在销上切出槽口，便于过载时剪断。为避免在剪断时损坏孔壁，还可在销孔内加销套。设计安全销时还应考虑销剪断后不易飞出和易于更换。第10章轴毂联接 图 10-38 销轴联接第10章轴毂联接 图 10-39 安全销联接第10章轴毂联接 10.4.3 销的选择和联接的强度计算销的选择和联接的强度计算1. 销的选择销的选择联接销的类型可根据工作要求选定，其尺寸可根据联接的结构特点按经验或规范确定，再按剪切和挤压强度条件进行校核计算。设计时应注意防松和拆卸方便。定位销通常不受载荷或只受很小的载荷，故不作强度校核计算，其直径可按结构确定，数量不少于2个；销装入每一被联接件内的长度，约为销直径的12倍；两销距离应尽量离得远些，以提高定位精度。第10章轴毂联接 销的常用材料为35、45、35SiMn和40Cr钢，其他材料有30CrMnSiA、1Cr13、2Cr13、Cr17Ni2、1Cr18Ni9Ti等，并经适当的热处理。安全销的材料常用35、45及50钢，经适当热处理。开口销常用Q235、10、15低碳钢丝制造。销套的