轴毂连接

式中，T为传递的转矩，Nmm；为各键齿间载荷不均匀
系数，常取0.7~0.8；z为齿数；hg为键齿的工作高度，mm；
lg为键齿的工作长度，mm；Dm为平均直径，mm；[p]为
键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见 附表5-2。
p 2T [ p]
zhg lg Dm
(6-31）
则切向键联接的挤压强度条件为

p

(t
N C)l

(t
T C)(0.5 f
0.45)dl
[
p]
(6-4)
式中，T为传递的转矩，Nmm；d为轴的直径，mm；l为键 的工作长度， mm；t为键槽的深度，mm；C为键的倒角，mm；
f为摩擦系数，一般取 f=0.12-0.17；[p]为键、轴、轮毂三者中
机械设计
根据用途不同可分为： 定位销：确定相对位置 联接销：用于联接，可传递不大的载荷 安全销：安全装置中的过载剪断元件
2、成形联接 “非圆截面轴与毂孔组合” 特点：无应力集中；定心好；承载能力强；加工困难。
机械设计
T
a)柱形的轴和毂孔
T
3、键与花键联接
Fa Ft
应用最广泛，本章重点。
b)锥形的轴和毂孔
轴的直径，mm；[p]为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， MPa，见附表6-1；
机械设计
• 导向平键联接和滑键联接常用于动联接，其主要失效形式是工作 面的过度磨损。因此应限制其工作面上的压强。按工作面上的压 力进行条件性的强度核核计算，应满足下式：
p 2T 4T [ p] kld hld
措施：1.增加键长 2.增加d 3.采用双键 4.采用花键
L<（1.6~1.8）d
机械设计
例题 已知减速器中某直齿圆柱齿轮安装在轴的两个支承点间， 齿轮和轴的材料都是锻钢，用键构成静联接。齿轮的精度为 7级，装齿轮处的轴径，齿轮轮毂宽度为 100，需传递的转 矩2 200，载荷有轻微冲击。试设计此键联接。
机械设计
(1)平键联接强度计算 平键联接一般用于相对静止的联接，如图6-6a所示。平键的联接主要
失效形式是工作面被压溃。当平键联接用于传递转矩时，联接中零件的 受力情况见图6-6b。通常只需按工作面上的挤压应力进行强度校核计算， 只有当严重过载时，才可能出现键沿a-a面被剪断，见图6-6b。
图6-6 平键连接受力情况
机械设计
总结：
在各种轴毂连接中，键连接具有简单、紧凑、装拆方便和成本 低廉等优点，因此是最通用的连接型式。但键槽削减了被连接件的 承载面积，特别是会引起高度的应力集中；此外，被连接件也难以 获得精确的定心。由于有这些缺点，在载荷很大和对被连接件定心 要求较高的场合。键连接已逐渐为花键连接、无键连接和过盈连接 所代替。
开尾圆锥销在联接时的防松 效果好，适用于有冲击、振动的 场合的联接。

机械设计
端部带螺纹的圆锥销 可用于盲孔或拆卸困难的 场合；
销轴用于两零件的铰 接处，构成铰链联接。销 轴通常用于开口销锁定， 工作可靠，装拆方便。
槽销上有辗压或模锻出的三条纵向沟槽，将槽销 打入销孔后，由于材料的弹性使销挤压在销孔中，不 易松脱，因而能承受振动和变载荷。
最弱材料的许用挤压应力，MPa，见附表6-2
机械设计
机械设计
在进行强度校核后，如果强度不够时，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；两个半圆键应布置在轴的同一 条母线上；两个楔键则应布置在沿周向相隔90~120。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。但是，由于传递转 矩时键上载荷沿其长度分布不均，故键不宜过长。当键的长度大于2.25d时， 其多出的长度实际上被认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过 （1.6~1.8）d
机械设计 第六章 键、花键、无键连接和销连接
1.键联接的功能、分类、结构形式及应用 2.键的选择和键联接强度校核计算 3.花键联接的类型、特点及应用，花键联接的强度计算 4.销联接、无键联接
机械设计 §6-1 键联接
(一) 键联接的功能、分类、结构形式及应用 • 功能:用于实现轴与轮毂之间的周向固定，传递转矩。 • 分类:
2、布置 采用双键时，不能相隔180°,应位于轴的同一母线上。为什么？
机械设计
3、斜键联接 键的一个工作面为斜面：斜度1:100
1、楔键 工作面：上下面，两侧面有间隙 靠摩擦和互压传载：T和单向轴向力 方便拆卸：钩头楔键
机械设计
工作面 毂
轴
1:100
b)方头
1:100 a)圆头
1:100
c)钩头
其它 定心 方式
4、特性：
（1）齿对称布置，受载均匀； （5）可用于“动”、“静”；
（2）齿浅，应力集中↓；
（6）渐开线较矩形根部↑，
（3）承载↑；
承载↑， 定心精度高，宜用于
（4）定心好；
载荷大、尺寸大场合。
机械设计 花键联接的强度计算公式：
p
2T
zhg lg Dm
[ p ]
（6-30）
机械设计
4、切向键：两个单面斜楔构成 工作面：上、下两面 靠互压传载，有一个面必须与轴线共面，双向T需用双键(120°)。
工作面
毂
轴
1:100
机械设计
(二)键的选择和键联接强度校核计算
键连接的设计: 1.键的选择
a、类型选择:先根据联接的具体使用要求，选择适当类型。 b.尺寸选择:根据轴的直径选择键的截面尺寸(b.h)
第七章 轴毂联接
§1 轴毂联接概述 §2 键联接及花键联接
机械设计
§1 概述
轴毂联接的种类很多，按闭合方式，可分为： 一、力闭合（过盈联接）
1、圆柱面过盈联接 承载能力取决于
零件强度 过盈量大小δ
压入法：δ小 温差法：δ大
接合面压强p
摩擦
力 力矩
轴向固定 周向固定
F/2
F
p
p
F/2 T
机械设计
2、圆锥面过盈联接——轴端 液压装卸法：装、卸时注入高压油（过盈量大、重载）
再根据轮毂的宽度选择键的长度L 2.强度校核计算
机械设计
平键的选择计算 1、选择 尺寸： （b×h）×L
由轴径d 由轮毂宽
从标准中选b×h 选键长L（系列值）
由结构确定，而 不是由强度确定。
校核
l L b (圆头平键)
l L (方头平键)
l L b (单圆头平键) 2
机械设计 普通平键的主要尺寸
(6-3)
式中，T为传递的转矩，Nmm；d为轴的直径，mm；b为键的 宽度，mm；l为键的工作长度，mm；f为摩擦系数，一般取
f=0.12~0.17；[p]键、轴、轮毂中最弱材料的许用挤压应力，
MPa，见附表6-2。
机械设计
四、 切向键联接强度计算 • 切向键由一对楔键组成，其主要失效形式是工作面被压溃。若把
键和轴看成一体，则当键联接传递转矩时，受力情况如图6-9所 示
图6-9 切向键连接受力情况
机械设计
• 设压力在键的工作面上均匀分布，取y= (d-t)/2，t=d/10，按 一个切向键计算，由键和轴一体对轴心的受力平衡条件
T fNd / 2 Ny
得到工作面上压力的合力为
N T
T
fd / 2 y (0.5 f 0.45)d
解： （1）选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆 头普通平键（A型）。 根据d=70mm查表6-1得键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm 。由轮毂宽度并 参考键的长度系列，取键长L=90mm（比轮毂宽度小些）。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的 材料都是钢，查表6-2得许用挤压应力[σp]=100~120MPa，取其平均值 [σp]= 110MPa。键的工作长度l=L-b=90mm-20mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高 k=0.5h=0.5×12=6mm.由式（6-l）可得 [σp]=2T×103/kld=2×2200×103/6×70×70MPa=149.7MPa>[ σp]=110MPa
轴与轮毂也将产生微小的扭转变形，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N不再通过
轴心。为了简化，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力F代替。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：
D
d
机械设计
6-2 花键联接
1、组成：内花键、外花键 2、类型：
矩形花键 齿形
渐开线花键 B毂
C
轴
毂 轴
机械设计
• 3．强度计算 • 花键联接是标准零件，它的设计计算与键联接相似，
先选定类型及尺寸，然后校核强度
（a）矩形花键
（b）渐开线花键
图6-11 花键联接定心方式
机械设计
3、定心方式：矩形——内径定心；渐开线——齿面定心；
螺纹联接
毂微量移动（过盈小、轻载）
3、弹性环（胀套联接） 装拆方便
力闭合特点：优——定心性好、结构简单、无应力集中 缺——装拆困难（弹性环除外）、尺寸精度高
机械设计
胀套实例
机械设计
二、形闭合 1、销联接
圆柱销靠过盈配合固定在 销孔中，经多次装拆会降低定 位精度和可靠性。
圆锥销具有1:50的锥度， 安装方便，定位精度高。
机械设计
设键工作面上载荷均匀分布，挤压应力应满足下式。