摘要:花鍵連接的強度計算 1通用簡單算法 此法適用于矩形花鍵和漸開線花鍵。 花鍵連接的類型和尺寸通常根據被連接件的結構 特點，使用要求和工作條件選擇。為避免鍵齒工作表 面壓演(靜連接)或過度磨損(動連接)，應進行必 要的強度校核計算，計算公式 2矩形花鍵承載
花鍵連接的強度計算
1通用簡單算法
此法適用于矩形花鍵和漸開線花鍵。
花鍵連接的類型和尺寸通常根據被連接件的結構
特點，使用要求和工作條件選擇。為避免鍵齒工作表
面壓演(靜連接)或過度磨損(動連接)，應進行必
要的強度校核計算，計算公式
2矩形花鍵承載能力計算(精確算法)
GB/T17855-1999《花鍵承載能力計算方法》
規定了矩形花鍵承載能力計算的主要內容，包括:花
鍵受載分析、系數的確定和齒面接觸強度、齒根抗夸
強度、齒根抗剪強度、齒面耐磨損能力的計算方法及
外花鍵扭轉與彎曲承載能力計算方法等內容。
(1)常見的失效形式(表5.3-12)
(2)承載能力計算
在產品設計時，應根據花鍵零件的具體結構、受
力狀態、材料熱處理及硬度、精度等級等情況，選擇
上述內容的全部或部分進行花鍵承載能力計算。
1)術語與代號在花鍵承載能力計算中采用的
術語和代號見表5. 3-13 0
2)受力分析
a)無載荷 對于無誤差的花鍵連接，在其無載
荷狀態時(不計自重，下同)，內、外花鍵各齒的中’
心線(或對稱面)是重合的。鍵齒兩側間隙相等，
均為作用側隙之半，見圖5. 3-10a。
b)受純轉矩載荷 對無誤差的花鍵連接，在其
只傳遞轉矩T而無壓軸力F時，同側的各齒面在轉
矩的作用下，彼此接觸、作用側隙相等，內、外花鍵
的兩軸線仍是同軸的，見圖5.3-10b。所有鍵齒承受
同樣大小的載荷，見圖5.3-11。
c)受純壓軸力載荷 對無誤差的花鍵連接，在
只承受壓軸力F不受轉矩T時，內、外花健的兩軸
線出現一個相對位移盤e0(見圖5.3-10c)。當花鍵
副回轉時，各鍵齒兩側面所受載荷的大小按圖5.3-12
周期性變化。此時，花鍵副容易磨損。
d)受轉矩和壓軸力兩種載荷
對無誤差的花鍵連接，在其承受轉矩T和壓軸力
F兩種載荷時，內、外花鍵的相對位里和各鍵齒所受
載荷的大小和方向，決定于所受轉矩T和壓軸力F
的大小及兩者的比例。
當花鍵副所受的載荷主要是轉矩T，壓軸力F是
次要的或很小時，該花鍵副回轉后,各鍵齒兩側面的
受力狀態發生周期性變化，見圖5.3-13。
當花鍵副所受的載荷主要是壓軸力F，轉矩了是
次要的或很小時，該花健副回轉后，各鍵齒兩側面受
力狀態發生周性變化，見圖5.3-14。在這種情況下，
花鍵副也容易磨損。
3)花鍵承載能力計算中的系數
a)使用系數K1,使用系數K1主要考慮由于傳動
系統外部因素引起的動力過載影響的系數。
該系數可以通過精密測量獲得，也可經過對全系
統分析后確定。在上述方法不能實現時，可參考表
5.3-14取值。
b)齒側間隙系數凡當花鍵副承受壓軸力F作
用時，其各鍵齒的受力狀態將失去均勻性。因花鍵側
隙發生變化，內、外花鍵的兩軸線將出現一個位移量
e0，見圖5.3-10c。該位移最會影響花鍵的承載能力。
這一形響用齒側間隙系數K1予以考慮。對小徑定心
的矩形花鍵，可取K2=1.1～2.0。
注:1.均勻平穩的原動機:電動機、蒸汽機、燃氣輪
機等;
2.輕徽沖擊的原動機;多缸內燃機等;
3.中等沖擊的原動機:單缸內嫩機等;
4.均勻平穩的工作機:電動機、帶式輸送機、通
風機、透平壓縮機、均勻密度材料攪拌機等;
5.中等沖擊的工作機:機床主傳動、非均勻密度材料
攪拌機、多缸柱塞泵、航空或艦船螺旋槳等;
6.嚴重沖擊的工作機:沖床、剪床、軋機、鉆機等。
當壓軸力較小、花鍵副精度較高時，可取凡K2=1.1
～3.0;當壓軸力較大、花鍵副精度較低時，可取K2二
2.0～3.0;當壓軸力為零時(只承受轉矩)，K2=1.0。
。)分配系數K3花鍵副的內花鍵和外花鍵的兩
軸線在同軸狀態下，由于花鍵位置度誤差(鍵齒等
分度誤差、對稱度誤差)的影響，使各鍵齒所受載
荷不同。這種影響用分配系數K3予以考慮。
符合GB/T1144標準規定的精密傳動用的矩形花
鍵，K3=1.1～1.2;符合該標準規定的一般用途的矩
形花鍵，K3=1.3～1.6。對于經過磨合，各鍵齒均可
參與工作，且受載荷基本相同的花鍵副，取凡K3=1.0。
d)軸向偏載系數K4 由于花鍵側面對軸線的平
行度誤差、安裝后的同軸度誤差和受載后的扭轉變
形，使鍵齒沿軸向所受載荷不均勻。用軸向偏載系數
K4予以考慮。其值可從表5.3-15中選取。
對磨合后的花鍵副，各鍵齒沿軸向載荷分布基本
相同時，可取K4=1.0。
當花鍵精度較高、花鍵結合長度l和平均圓直徑
dm較小時，表5.3-15中的軸向偏載系數K4取較小
值，反之取較大值。
4)計算公式矩形花鍵承載能力計算公式見表
5.3-16。
(責任編輯：laugh521521)
1通用簡單算法
此法適用于矩形花鍵和漸開線花鍵。
花鍵連接的類型和尺寸通常根據被連接件的結構
特點，使用要求和工作條件選擇。為避免鍵齒工作表
面壓演(靜連接)或過度磨損(動連接)，應進行必
要的強度校核計算，計算公式
2矩形花鍵承載能力計算(精確算法)
GB/T17855-1999《花鍵承載能力計算方法》
規定了矩形花鍵承載能力計算的主要內容，包括:花
鍵受載分析、系數的確定和齒面接觸強度、齒根抗夸
強度、齒根抗剪強度、齒面耐磨損能力的計算方法及
外花鍵扭轉與彎曲承載能力計算方法等內容。
(1)常見的失效形式(表5.3-12)
(2)承載能力計算
在產品設計時，應根據花鍵零件的具體結構、受
力狀態、材料熱處理及硬度、精度等級等情況，選擇
上述內容的全部或部分進行花鍵承載能力計算。
1)術語與代號在花鍵承載能力計算中采用的
術語和代號見表5. 3-13 0
2)受力分析
a)無載荷 對于無誤差的花鍵連接，在其無載
荷狀態時(不計自重，下同)，內、外花鍵各齒的中’
心線(或對稱面)是重合的。鍵齒兩側間隙相等，
均為作用側隙之半，見圖5. 3-10a。
b)受純轉矩載荷 對無誤差的花鍵連接，在其
只傳遞轉矩T而無壓軸力F時，同側的各齒面在轉
矩的作用下，彼此接觸、作用側隙相等，內、外花鍵
的兩軸線仍是同軸的，見圖5.3-10b。所有鍵齒承受
同樣大小的載荷，見圖5.3-11。
c)受純壓軸力載荷 對無誤差的花鍵連接，在
只承受壓軸力F不受轉矩T時，內、外花健的兩軸
線出現一個相對位移盤e0(見圖5.3-10c)。當花鍵
副回轉時，各鍵齒兩側面所受載荷的大小按圖5.3-12
周期性變化。此時，花鍵副容易磨損。
d)受轉矩和壓軸力兩種載荷
對無誤差的花鍵連接，在其承受轉矩T和壓軸力
F兩種載荷時，內、外花鍵的相對位里和各鍵齒所受
載荷的大小和方向，決定于所受轉矩T和壓軸力F
的大小及兩者的比例。
當花鍵副所受的載荷主要是轉矩T，壓軸力F是
次要的或很小時，該花鍵副回轉后,各鍵齒兩側面的
受力狀態發生周期性變化，見圖5.3-13。
當花鍵副所受的載荷主要是壓軸力F，轉矩了是
次要的或很小時，該花健副回轉后，各鍵齒兩側面受
力狀態發生周性變化，見圖5.3-14。在這種情況下，
花鍵副也容易磨損。
3)花鍵承載能力計算中的系數
a)使用系數K1,使用系數K1主要考慮由于傳動
系統外部因素引起的動力過載影響的系數。
該系數可以通過精密測量獲得，也可經過對全系
統分析后確定。在上述方法不能實現時，可參考表
5.3-14取值。
b)齒側間隙系數凡當花鍵副承受壓軸力F作
用時，其各鍵齒的受力狀態將失去均勻性。因花鍵側
隙發生變化，內、外花鍵的兩軸線將出現一個位移量
e0，見圖5.3-10c。該位移最會影響花鍵的承載能力。
這一形響用齒側間隙系數K1予以考慮。對小徑定心
的矩形花鍵，可取K2=1.1～2.0。
注:1.均勻平穩的原動機:電動機、蒸汽機、燃氣輪
機等;
2.輕徽沖擊的原動機;多缸內燃機等;
3.中等沖擊的原動機:單缸內嫩機等;
4.均勻平穩的工作機:電動機、帶式輸送機、通
風機、透平壓縮機、均勻密度材料攪拌機等;
5.中等沖擊的工作機:機床主傳動、非均勻密度材料
攪拌機、多缸柱塞泵、航空或艦船螺旋槳等;
6.嚴重沖擊的工作機:沖床、剪床、軋機、鉆機等。
當壓軸力較小、花鍵副精度較高時，可取凡K2=1.1
～3.0;當壓軸力較大、花鍵副精度較低時，可取K2二
2.0～3.0;當壓軸力為零時(只承受轉矩)，K2=1.0。
。)分配系數K3花鍵副的內花鍵和外花鍵的兩
軸線在同軸狀態下，由于花鍵位置度誤差(鍵齒等
分度誤差、對稱度誤差)的影響，使各鍵齒所受載
荷不同。這種影響用分配系數K3予以考慮。
符合GB/T1144標準規定的精密傳動用的矩形花
鍵，K3=1.1～1.2;符合該標準規定的一般用途的矩
形花鍵，K3=1.3～1.6。對于經過磨合，各鍵齒均可
參與工作，且受載荷基本相同的花鍵副，取凡K3=1.0。
d)軸向偏載系數K4 由于花鍵側面對軸線的平
行度誤差、安裝后的同軸度誤差和受載后的扭轉變
形，使鍵齒沿軸向所受載荷不均勻。用軸向偏載系數
K4予以考慮。其值可從表5.3-15中選取。
對磨合后的花鍵副，各鍵齒沿軸向載荷分布基本
相同時，可取K4=1.0。
當花鍵精度較高、花鍵結合長度l和平均圓直徑
dm較小時，表5.3-15中的軸向偏載系數K4取較小
值，反之取較大值。
4)計算公式矩形花鍵承載能力計算公式見表
5.3-16。
(責任編輯：laugh521521)
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