摘要:花键连接的强度计算 1通用简单算法 此法适用于矩形花键和渐开线花键。 花键连接的类型和尺寸通常根据被连接件的结构 特点，使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表 面压演(静连接)或过度磨损(动连接)，应进行必 要的强度校核计算，计算公式 2矩形花键承载
花键连接的强度计算
1通用简单算法
此法适用于矩形花键和渐开线花键。
花键连接的类型和尺寸通常根据被连接件的结构
特点，使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表
面压演(静连接)或过度磨损(动连接)，应进行必
要的强度校核计算，计算公式
2矩形花键承载能力计算(精确算法)
GB/T17855-1999《花键承载能力计算方法》
规定了矩形花键承载能力计算的主要内容，包括:花
键受载分析、系数的确定和齿面接触强度、齿根抗夸
强度、齿根抗剪强度、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。
(1)常见的失效形式(表5.3-12)
(2)承载能力计算
在产品设计时，应根据花键零件的具体结构、受
力状态、材料热处理及硬度、精度等级等情况，选择
上述内容的全部或部分进行花键承载能力计算。
1)术语与代号在花键承载能力计算中采用的
术语和代号见表5. 3-13 0
2)受力分析
a)无载荷 对于无误差的花键连接，在其无载
荷状态时(不计自重，下同)，内、外花键各齿的中’
心线(或对称面)是重合的。键齿两侧间隙相等，
均为作用侧隙之半，见图5. 3-10a。
b)受纯转矩载荷 对无误差的花键连接，在其
只传递转矩T而无压轴力F时，同侧的各齿面在转
矩的作用下，彼此接触、作用侧隙相等，内、外花键
的两轴线仍是同轴的，见图5.3-10b。所有键齿承受
同样大小的载荷，见图5.3-11。
c)受纯压轴力载荷 对无误差的花键连接，在
只承受压轴力F不受转矩T时，内、外花健的两轴
线出现一个相对位移盘e0(见图5.3-10c)。当花键
副回转时，各键齿两侧面所受载荷的大小按图5.3-12
周期性变化。此时，花键副容易磨损。
d)受转矩和压轴力两种载荷
对无误差的花键连接，在其承受转矩T和压轴力
F两种载荷时，内、外花键的相对位里和各键齿所受
载荷的大小和方向，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,各键齿两侧面的
受力状态发生周期性变化，见图5.3-13。
当花键副所受的载荷主要是压轴力F，转矩了是
次要的或很小时，该花健副回转后，各键齿两侧面受
力状态发生周性变化，见图5.3-14。在这种情况下，
花键副也容易磨损。
3)花键承载能力计算中的系数
a)使用系数K1,使用系数K1主要考虑由于传动
系统外部因素引起的动力过载影响的系数。
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
5.3-14取值。
b)齿侧间隙系数凡当花键副承受压轴力F作
用时，其各键齿的受力状态将失去均匀性。因花键侧
隙发生变化，内、外花键的两轴线将出现一个位移量
e0，见图5.3-10c。该位移最会影响花键的承载能力。
这一形响用齿侧间隙系数K1予以考虑。对小径定心
的矩形花键，可取K2=1.1～2.0。
注:1.均匀平稳的原动机:电动机、蒸汽机、燃气轮
机等;
2.轻徽冲击的原动机;多缸内燃机等;
3.中等冲击的原动机:单缸内嫩机等;
4.均匀平稳的工作机:电动机、带式输送机、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。
当压轴力较小、花键副精度较高时，可取凡K2=1.1
～3.0;当压轴力较大、花键副精度较低时，可取K2二
2.0～3.0;当压轴力为零时(只承受转矩)，K2=1.0。
。)分配系数K3花键副的内花键和外花键的两
轴线在同轴状态下，由于花键位置度误差(键齿等
分度误差、对称度误差)的影响，使各键齿所受载
荷不同。这种影响用分配系数K3予以考虑。
符合GB/T1144标准规定的精密传动用的矩形花
键，K3=1.1～1.2;符合该标准规定的一般用途的矩
形花键，K3=1.3～1.6。对于经过磨合，各键齿均可
参与工作，且受载荷基本相同的花键副，取凡K3=1.0。
d)轴向偏载系数K4 由于花键侧面对轴线的平
行度误差、安装后的同轴度误差和受载后的扭转变
形，使键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数
K4予以考虑。其值可从表5.3-15中选取。
对磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本
相同时，可取K4=1.0。
当花键精度较高、花键结合长度l和平均圆直径
dm较小时，表5.3-15中的轴向偏载系数K4取较小
值，反之取较大值。
4)计算公式矩形花键承载能力计算公式见表
5.3-16。
(责任编辑：laugh521521)
1通用简单算法
此法适用于矩形花键和渐开线花键。
花键连接的类型和尺寸通常根据被连接件的结构
特点，使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表
面压演(静连接)或过度磨损(动连接)，应进行必
要的强度校核计算，计算公式
2矩形花键承载能力计算(精确算法)
GB/T17855-1999《花键承载能力计算方法》
规定了矩形花键承载能力计算的主要内容，包括:花
键受载分析、系数的确定和齿面接触强度、齿根抗夸
强度、齿根抗剪强度、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。
(1)常见的失效形式(表5.3-12)
(2)承载能力计算
在产品设计时，应根据花键零件的具体结构、受
力状态、材料热处理及硬度、精度等级等情况，选择
上述内容的全部或部分进行花键承载能力计算。
1)术语与代号在花键承载能力计算中采用的
术语和代号见表5. 3-13 0
2)受力分析
a)无载荷 对于无误差的花键连接，在其无载
荷状态时(不计自重，下同)，内、外花键各齿的中’
心线(或对称面)是重合的。键齿两侧间隙相等，
均为作用侧隙之半，见图5. 3-10a。
b)受纯转矩载荷 对无误差的花键连接，在其
只传递转矩T而无压轴力F时，同侧的各齿面在转
矩的作用下，彼此接触、作用侧隙相等，内、外花键
的两轴线仍是同轴的，见图5.3-10b。所有键齿承受
同样大小的载荷，见图5.3-11。
c)受纯压轴力载荷 对无误差的花键连接，在
只承受压轴力F不受转矩T时，内、外花健的两轴
线出现一个相对位移盘e0(见图5.3-10c)。当花键
副回转时，各键齿两侧面所受载荷的大小按图5.3-12
周期性变化。此时，花键副容易磨损。
d)受转矩和压轴力两种载荷
对无误差的花键连接，在其承受转矩T和压轴力
F两种载荷时，内、外花键的相对位里和各键齿所受
载荷的大小和方向，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,各键齿两侧面的
受力状态发生周期性变化，见图5.3-13。
当花键副所受的载荷主要是压轴力F，转矩了是
次要的或很小时，该花健副回转后，各键齿两侧面受
力状态发生周性变化，见图5.3-14。在这种情况下，
花键副也容易磨损。
3)花键承载能力计算中的系数
a)使用系数K1,使用系数K1主要考虑由于传动
系统外部因素引起的动力过载影响的系数。
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
5.3-14取值。
b)齿侧间隙系数凡当花键副承受压轴力F作
用时，其各键齿的受力状态将失去均匀性。因花键侧
隙发生变化，内、外花键的两轴线将出现一个位移量
e0，见图5.3-10c。该位移最会影响花键的承载能力。
这一形响用齿侧间隙系数K1予以考虑。对小径定心
的矩形花键，可取K2=1.1～2.0。
注:1.均匀平稳的原动机:电动机、蒸汽机、燃气轮
机等;
2.轻徽冲击的原动机;多缸内燃机等;
3.中等冲击的原动机:单缸内嫩机等;
4.均匀平稳的工作机:电动机、带式输送机、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。
当压轴力较小、花键副精度较高时，可取凡K2=1.1
～3.0;当压轴力较大、花键副精度较低时，可取K2二
2.0～3.0;当压轴力为零时(只承受转矩)，K2=1.0。
。)分配系数K3花键副的内花键和外花键的两
轴线在同轴状态下，由于花键位置度误差(键齿等
分度误差、对称度误差)的影响，使各键齿所受载
荷不同。这种影响用分配系数K3予以考虑。
符合GB/T1144标准规定的精密传动用的矩形花
键，K3=1.1～1.2;符合该标准规定的一般用途的矩
形花键，K3=1.3～1.6。对于经过磨合，各键齿均可
参与工作，且受载荷基本相同的花键副，取凡K3=1.0。
d)轴向偏载系数K4 由于花键侧面对轴线的平
行度误差、安装后的同轴度误差和受载后的扭转变
形，使键齿沿轴向所受载荷不均匀。用轴向偏载系数
K4予以考虑。其值可从表5.3-15中选取。
对磨合后的花键副，各键齿沿轴向载荷分布基本
相同时，可取K4=1.0。
当花键精度较高、花键结合长度l和平均圆直径
dm较小时，表5.3-15中的轴向偏载系数K4取较小
值，反之取较大值。
4)计算公式矩形花键承载能力计算公式见表
5.3-16。
(责任编辑：laugh521521)
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