《机械设计》-第6章

6.1键连接键是一种标准件，主要用来实现轴与轴上零件间的周向固定并传递转矩，其中有些类型的键还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动及导向作用。键连接分为平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接等四类。６.１.１键连接的类型、特点及应用１.平键连接普通平键连接如图６－１（ａ）所示。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扭矩，故键宽需与键槽配合；键的上表面与轮毂的键槽底面之间有间隙。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性较好等优点，因而得到了广泛应用。下一页返回6.1键连接这种键连接不能承受轴向载荷，因而对轴上零件不能起到轴向固定的作用。根据用途的不同，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连接，导向平键和滑键用于动连接。（１）普通平键普通平键按构造可分为圆头（Ａ型）、平头（Ｂ型）和单圆头平键（Ｃ型）三种。圆头平键如图６－１（ｂ）所示，它适宜安装在轴上用键槽铣刀铣出的键槽中，键在键槽中的轴向固定良好。其缺点是键的头部侧面与轮毂上的键槽并不接触，因而键的圆头部分不能被充分利用，而且轴上键槽端部的应力集中较大。上一页下一页返回6.1键连接平头平键如图６－１（ｃ）所示，它放在用盘铣刀铣出的键槽中，其轴上键槽端部的应力集中小，但对于尺寸较大的键，宜采用紧定螺钉将其固定在轴上的键槽中，以防止松动。单圆头平键如图６－１（ｄ）所示，它常用于轴端与毂类零件的连接。（２）薄型平键薄型平键与普通平键的区别是薄型平键的高度为普通平键的６０％～７９％，它也分为圆头、平头和单圆头三种形式，但其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。（３）导向平键和滑键上一页下一页返回6.1键连接当被连接的毂类零件在工作过程中必须在轴上做轴向移动时（如变速箱中的滑移齿轮），则必须采用导向平键或滑键。导向平键如图６－２所示，它是一种较长的平键，用螺钉固定在轴上的键槽中，为拆卸方便，其键上设有起键螺纹孔，键与轴上的键槽是间隙配合，适用于轴上的零件沿轴向移动不大的场合。当轴上零件滑移的距离较大时，宜采用滑键，如图６－３所示，滑键固定在轮毂上，轮毂带动滑键在轴上的键槽中做轴向移动。这样，只需要在轴上铣出较长的键槽即可，而键可以做得较短。２.半圆键连接上一页下一页返回6.1键连接半圆键连接，如图６－４所示，也用于静连接，它与平键连接一样，键的两侧面为工作面且定心性好。轴上键槽用尺寸与半圆键相同的半圆键槽铣刀铣出，因而，键在键槽中能绕其几何中心摆动以适应轮毂中键槽的斜度，故加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接。其缺点是轴上的键槽较深，对轴的强度削弱较大，故一般只用于轻载的静连接。３.楔键连接楔键连接，如图６－５所示，键的工作面是上、下表面，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。上一页下一页返回6.1键连接装配后，键的上、下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，它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，并对轮毂起到单向的轴向固定作用。楔键的侧面与键槽的侧面间有很小的间隙，当扭矩过大导致轴与轮毂发生转动时，键的侧面也能进行工作。因此，楔键连接在传递有冲击和振动的较大转矩时，仍能保证连接的可靠性。楔键连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，楔键连接适用于对零件的定心精度要求不高和转速较低的场合。楔键分为普通楔键和钩头楔键两种。普通楔键又包括圆头、平头和单圆头三种形式。上一页下一页返回6.1键连接装配时，圆头楔键要先装入轴上的键槽中，然后打紧轮毂，如图６－５（ａ）所示；平头和钩头楔键是在轮毂装好后将键装入键槽并打紧，如图６－５（ｂ）和图６－５（ｃ）所示。钩头楔键的钩头供拆卸时使用，其安装在轴端时应注意加装防护罩。４.切向键切向键连接，如图６－６所示。切向键是由一对斜度为１:１００的楔键组成的，装配时，两楔键的斜面互相贴合，分别从轮毂的两端打入，并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。上一页下一页返回6.1键连接切向键装配后，必须使其一个工作面通过轴线。工作时，它靠工作面上的挤压力和轴与轮毂间的摩擦力来传递扭矩。当使用一个切向键时，只能传递单向转矩；当要传递双向转矩时，必须使用两个切向键，并且两个切向键之间的夹角为１２０°～１３５°。切向键连接的优点是承载能力大，缺点是轴和轮毂的对中性差，键槽对轴的削弱较大，因此，它常用于直径大于１００ｍｍ、低速、重载或定心要求不高的场合，例如大型矿山机械的轴毂连接。６.１.２键的选择键的选择包括选择键的类型和尺寸两个方面。上一页下一页返回6.1键连接键的类型应根据连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键是标准件，其尺寸应按强度和标准规格要求来确定。１.键连接的类型选择键连接的类型应根据需要传递转矩的大小、载荷性质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的轴向位置、轮毂的轴向位置是否需要移动、是否需要键连接实现与轮毂的轴向固定、传动对定心精度等的要求，并结合各类型键连接的特点进行选择。２.键连接的尺寸选择上一页下一页返回6.1键连接键连接的断面尺寸（键宽ｂ、键高ｈ、轴槽深ｔ、轮毂槽深ｔ１）可以根据轴的直径和有关设计资料在国家标准规定的尺寸系列中进行选择，键的长度Ｌ根据轮毂的长度确定，键长通常应略短于轮毂长度，而导向键的长度则按轮毂的长度及滑移距离来确定。一般轮毂的长度可取为Ｌ′≈（１.５～２.０）ｄ，ｄ为轴的直径。选定的键长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６－１。６.１.３键连接的强度计算１.平键连接的强度计算上一页下一页返回6.1键连接使用表明，普通平键的主要失效形式是键、轴上键槽和轮毂上键槽三者中较弱者被压溃。经简化的平键连接的受力分析如图６－７所示。根据有关标准规定，键应用强度极限不低于６００ＭＰａ的钢材制造，常用的材料为４５号钢。由于轮毂上的键槽深度较浅，轮毂的材料强度通常在三者中也最弱，所以平键连接的强度计算通常以轮毂为计算对象，计算键连接的强度时，我们假设键与键槽侧面的压力均匀分布，并假设合力的作用点与轴中心的距离等于轴半径。用于动连接的导向平键连接和滑键连接，其主要失效形式是工作表面的过度磨损。除非有严重过载，否则一般不会出现键的剪断。因此，对平键连接，只按工作表面的挤压强度和磨损强度计算即可。上一页下一页返回6.1键连接为简化计算，假定载荷在键的工作面上均匀分布，则普通平键的强度条件为导向平键和滑键连接的强度条件为２.半圆键连接的强度计算半圆键的受力情况如图６－８所示（轮毂已取掉），因其只用于静连接，故主要失效形式是表面被压溃。上一页下一页返回6.1键连接通常按其工作面的挤压应力进行强度校核计算，强度条件同式（６－１）。应该注意的是：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。３.楔键连接的强度计算楔键连接装配后的受力情况如图６－９（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挤压强度。当其传递转矩时，受力情况如图６－９（ｂ）所示，为了简化计算，我们把键和轴视为一体，并将下方分布在半圆柱面上的径向压力用集中力Ｆ代替，由于这时轴与轮毂有相对转动的趋势，轴与毂也发生了微小的扭转变形，故沿键的工作长度ｌ及宽度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。上一页下一页返回6.1键连接计算时，假设压力沿键长均匀分布，沿键宽为三角形分布，取ｘ≈ｂ/６，ｙ≈ｄ/２，由键和轴一体对轴心的受力平衡条件得到工作面上压力的合力为则楔键连接的挤压强度条件为上一页下一页返回6.1键连接４.切向键连接的强度计算切向键连接的主要失效形式是工作面的压溃。把键和轴看作一体，当键连接传递转矩时，其受力情况如图６－１０所示。假定压力沿键的工作面均匀分布，取ｙ＝（ｄ－ｔ）／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得到工作面上压力的合力为上一页下一页返回6.1键连接则切向键连接的强度条件为在进行强度校核后，如果其强度不够，可以采用双键。这时应该考虑键的合理布置。两个平键最好布置在沿周向相隔１８０°的位置上；两个半圆键应沿轴线方向布置在同一母线上；两个楔键则应布置在沿周向相隔９０°～１２０°的位置上；两对切向键一般应布置在沿周向相隔１２０°～１３５°的位置，如图６－１０所示。上一页下一页返回6.1键连接考虑到两键上载荷分布的不均匀性，在进行强度校核时，只按１.５个键计算。如果轮毂允许适当加长，也可以相应地增加键的长度，以提高单键连接的承载能力。但由于传递转矩时，键上载荷沿其长度分布不均匀，故键的长度不宜过大。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，故一般键的长度不宜超过（１.６～１.８）ｄ。上一页返回6.2花键连接６.２.１花键连接的类型、特点和应用花键连接是由键与轴做成一体的外花键（见图６－１１（ａ））和具有相应凹槽的内花键（见图６－１１（ｂ））组成的，其多个健齿和凹槽在轴及轮毂的周向均匀分布。由于结构形式和制造工艺的不同，与平键连接相比，花键连接在强度、工艺和使用方面有下述一些特点：１）齿数较多，接触面积较大，因而可承受较大的载荷。２）齿槽较浅，齿根应力集中较小，对轴与毂的强度削弱也较小。３）轴上零件与轴的对中性和导向性较好。４）可用磨削的方法提高加工精度及连接质量。下一页返回6.2花键连接５）齿根仍有应力集中；加工时需用专门的设备、量具、刀具，成本较高。因此，花键连接适用于定心精度要求高、载荷大以及尺寸较大的连接，如用于飞机、汽车、机床等的变速滑移齿轮机构中。花键连接既可用作静连接也可用作动连接。按齿形不同，花键可分为两类，即矩形花键和渐开线花键。花键的齿数、尺寸及连接配合均按相应标准选取。１.矩形花键矩形花键的键齿侧面是平行的面，便于加工，其内花键用拉床或插床加工，外花键可用铣床加工，并可用磨削的方法消除热处理变形而获得较高的加工精度。上一页下一页返回6.2花键连接矩形花键的齿形尺寸，按齿高不同在标准ＧＢ／Ｔ１１４４—２００１中规定了两个系列，即轻系列和中系列，前者适用于轻载的静连接，后者适用于中等载荷的连接。标准中规定矩形花键的定心方式为小径定心，如图６－１２所示。２.渐开线花键渐开线花键连接如图６－１３所示，它的齿廓为渐开线，与矩形花键相比，渐开线花键的齿根较厚，齿根圆角大，强度高，因而，它具有较大的承载能力；渐开线花键可用加工渐开线齿轮的方法及设备进行加工，其工艺性较好。渐开线花键靠齿面接触定心，定心精度高，且有利于各齿间的均载。上一页下一页返回6.2花键连接ＧＢ／Ｔ３４７８.１—２００８中规定了三种圆柱直齿渐开线花键的分度圆标准压力角αＤ分别为３０°、３７.５°和４５°。渐开线花键的齿根分为平齿根和圆齿根两种，如图６－１４所示。渐开线花键根据三种齿形和两种齿根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°圆齿根渐开线花键。其中３０°渐开线花键应用广泛，适用于传递动力、运动，常用于滑动、浮动和静连接。上一页下一页返回6.2花键连接３０°平齿根适用于零件壁厚较薄，不能采用圆齿根的场合，或用于强度足够的花键，或花键的工作长度紧靠轴肩的情况；３０°圆齿根花键的应力集中较小，承载能力较强，通常用于大载荷传动轴的连接上；３７.５°圆齿根适用于传递动力、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，由于其齿根较小，压力角大，故抗弯强度好，但由于齿的工作面高度较小，其承载能力较低，故适用于载荷较低、直径较小的静连接及薄壁零件的轴毂连接。６.２.２花键的选择和花键连接的强度计算上一页下一页返回6.2花键连接花键连接的设计与普通平键连接的设计相似，首先应根据连接的结构特点、使用要求和工作条件选定花键类型和尺寸，然后再进行必要的强度校核计算。花键的受力情况如图６－１５所示，其主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。因此，静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。上一页下一页返回6.2花键连接计算时，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，如图６－１５所示，即传递的转矩Ｔ＝ｚＦｄｍ

/２，并引入系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均匀的影响，则花键的强度条件为静连接动连接上一页返回6.3无键连接６.３.１过盈配合连接１.过盈配合连接的特点和应用过盈配合连接是利用相互配合的零件间的装配过盈量来达到连接的目的。图６－１６（ａ）所示为两光滑圆柱面的过盈配合连接，其包容件的实际尺寸小于被包容件的实际尺寸，装配后，其配合面会产生一定的径向压力，工作时靠此压力产生的摩擦力来传递转矩或轴向力。过盈配合连接的特点是结构简单、对中性好、承载能力大、对轴及轮毂的强度削弱小、耐冲击性好。其缺点是对配合面的加工精度要求高，承载能力和装配产生的应力对实际过盈量很敏感，装拆不方便。下一页返回6.3无键连接过盈配合连接主要用于轴与毂的连接、轮圈与轮芯的连接以及滚动轴承与轴或轴承座孔的连接等。过盈配合可以是圆柱面配合，也可以是圆锥面配合，这两种配合连接分别称为圆柱面过盈配合连接和圆锥面过盈配合连接，如图６－１６（ｂ）所示。２.过盈配合连接的装配与拆卸由于圆柱面过盈配合使用广泛，故以下仅讨论圆柱面过盈配合连接。（１）圆柱面过盈配合的装配圆柱面过盈配合的装配方法有压入法和胀缩法（温差法）两种。上一页下一页返回6.3无键连接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的方法。由于过盈量的存在，在压入过程中，配合表面的峰尖不可避免地要受到擦伤或压平，因而降低了连接的紧固性。通常需在被包容件和包容件上做出导锥，如图６－１７所示，并对过盈配合表面进行润滑，以方便装配、减轻损伤。如果两个被连接件的材料相同，则应使它们具有不同的硬度，以避免在压入过程中发生胶合。如果过盈连接的孔为盲孔，则应设排气孔。压入法一般用于尺寸及过盈量较小的连接中。当过盈连接的连接面的长度或实际过盈量较大或对连接质量要求较高时，应采用温差法装配。上一页下一页返回6.3无键连接胀缩法装配是将孔零件加热使其膨胀，或将轴零件冷却使其收缩，或两种方式同时进行，然后再进行装配，装配时配合面间无过盈。胀缩法一般是利用电炉、煤气或在热油中对零件进行加热，对于未经热处理的零件，加热时的温度不应高于４００℃，对于经过热处理的零件，加热时的温度不应高于零件的回火温度。冷却零件时，多采用液态氮（温度可低至－１９５℃）、低温箱（温度可低至－１４０℃）或固态二氧化碳（俗称干冰，温度可低至－７９℃）等方法。加热时应防止配合面产生氧化皮。加热法常用于配合直径较大的情况；冷却法则常用于配合直径较小的情况。（２）圆柱面过盈配合的拆卸上一页下一页返回6.3无键连接对于需要多次装拆、重复使用的过盈连接，为了保证多次装拆后配合仍具有良好的紧固性，可采用液压拆卸，即在配合面间注入高压油，以胀大包容件的内径，并缩小被包容件的外径，从而使连接便于拆卸，从而减小配合面的损伤。为此，在设计中应采取必要的结构措施，即在轴和孔零件上制出油孔和环形槽，孔的直径、槽的尺寸和数量可参考有关标准，如图６－１８所示。拆卸时，也可以同时向轴颈表面和轴端表面注入高压油，但轴向油的压力要小于轴颈表面的压力（约为轴颈表面压力的１／５），以保证拆卸过程的安全。上一页下一页返回6.3无键连接图６－１９所示为一种在轴颈表面和轴端表面同时加高压油的过盈连接辅助拆卸结构，它是在油孔处制出螺纹，拆卸时通过螺纹连接高压油管，通入高压油。为保护螺纹不被损伤，平时在螺纹孔上应装有螺塞。３.过盈连接的设计计算设计过盈连接时，一般零件的材料、结构尺寸和传递载荷均已初步确定，因此其设计计算的主要内容有以下几方面：１）按要求传递载荷，确定配合面所需的最小压强ｐｍｉｎ；２）确定为保证最小压力所需要的最小过盈量δｍｉｎ，并选择公差配合；上一页下一页返回6.3无键连接３）校核连接在最大过盈时的强度；４）若采用压入法，需确定过盈配合连接的最大压入力、压出力；５）若采用胀缩法，需确定包容件的加热温度及被包容件的冷却温度。过盈配合连接计算的假设条件包括以下几项：１）连接零件中的压力处于平面应力状态（即轴向应力σｚ＝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）连接部分为两个等长的厚壁筒，配合面上的压力均匀分布。上一页下一页返回6.3无键连接下面仅介绍圆柱面过盈配合连接的计算方法及过程。（１）确定配合面所需的最小压强ｐｍｉｎ过盈配合连接应保证在载荷作用下连接件不发生相对运动，配合面上所产生的摩擦阻力（或摩擦阻力矩）应大于或等于零件配合面所传递的外力（或外力矩）。当连接传递轴向力时，如图６－２０（ａ）所示，则有则上一页下一页返回6.3无键连接当连接传递转矩时，如图６－２０（ｂ）所示，则有则当连接同时传递轴向力Ｆ和转矩Ｔ时，则有则上一页下一页返回6.3无键连接（２）过盈配合连接的最小有效过盈量δｍｉｎ根据材料力学中有关厚壁圆筒的计算理论，当径向压强为ｐ时的过盈量为则过盈配合连接传递载荷所需的最小过盈量为综上所述，当传递的载荷一定时，配合长度越短，则所需要的最小压强就越大，当最小压强增大时，所需要的过盈量也随之增大。上一页下一页返回6.3无键连接因此，为了避免在载荷一定时需用较大的过盈量而导致装配困难，配合长度不宜过短，一般推荐ｌ≈０.９ｄ。但应注意的是，由于配合面上的应力分布不均匀，当ｌ＞０.８ｄ时，应在结构上采取措施，降低应力集中，以消除两端应力集中的影响，如在配合零件上开设减载槽等。过盈配合如采用胀缩法装配，则其最小有效过盈量δｍｉｎ＝Δｍｉｎ。过盈配合如采用压入法装配，在压入过程中配合表面微观凸起的峰尖将被部分压平，为保证足够的实际过盈量，应使原过盈量δｍｉｎ大于理论最小过盈量Δｍｉｎ，即上一页下一页返回6.3无键连接（３）过盈配合连接的强度计算过盈配合连接的强度包括两个方面，即连接的强度及连接零件本身的强度。式（６－７）、式（６－８）和式（６－９）已经给出了连接强度的计算方法，所以下面需要解决连接零件本身的强度计算问题。过盈配合装配后会在配合面间产生压力，在零件材料内部也会产生应力，应力沿圆周方向均有分布，应力沿直径方向的分布及其与表面压力之间的关系如图６－２１所示。图６－２１（ａ）所示为空心轴过盈配合连接的应力分布，图６－２１（ｂ）为实心轴过盈配合连接的应力分布。上一页下一页返回6.3无键连接首先按所选的过盈配合种类查出最大过盈量δｍａｘ（如果采用压入法装配，应考虑配合面被擦平的部分），将δｍａｘ代入式（６－１０），即然后按照ｐｍａｘ校核零件的强度。１）当孔零件为脆性材料时，可按图６－２１所示的最大周向拉（压）应力使用第一强度理论（最大拉应力理论）计算其强度。如图６－２１所示，其主要破坏形式是包容件内表层断裂。上一页下一页返回6.3无键连接其极限应力为零件的拉伸强度极限σｂ２，则强度条件为２）当孔零件为塑性材料时，应根据第四强度理论（形状改变比能理论）计算其强度，其危险应力出现在孔的内表面，其极限应力为零件的屈服强度σＳ２，则强度条件为上一页下一页返回6.3无键连接３）对于脆性材料的空心轴，其危险应力出现在内表面，极限应力为材料的压缩强度极限σｂ１，则强度条件为４）对于塑性材料的空心轴，其危险应力仍出现在内表面，应根据第四强度理论计算其强度，极限应力为材料的压缩强度极限σＳ１，则强度条件为上一页下一页返回6.3无键连接（４）过盈配合最大压入力、压出力当采用压入法装配时，其最大压入力Ｆｉ、压出力Ｆｏ可按下式计算（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或被包容件的冷却温度ｔ１可按下式计算上一页下一页返回6.3无键连接４.提高过盈配合连接承载能力的措施过盈配合连接的强度计算公式，是在假设包容件与被包容件等长的条件下得出的，但在实际应用中，过盈配合连接的被包容件通常比包容件长，这就使得位于配合面端部的轴沿径向的刚度比中部大，因而其径向应力也比较大，在这种情况下，配合面的径向应力沿轴向的分布如图６－２２所示。上一页下一页返回6.3无键连接由于包容件与被包容件的刚度不同，在工作载荷作用下的变形不协调，会引起配合面端部发生被包容件与包容件的相对滑动，在交变载荷作用下，这种滑动会引起局部磨损并导致连接松动，进而导致被包容件疲劳强度的降低。为降低这些不利影响，在结构设计中，应采取以下几项必要的措施：１）使非配合直径小于配合直径，如图６－２３（ａ）所示，并以较大圆弧过渡。２）在被加工面上设计减载槽，如图６－２３（ｂ）和图６－２３（ｃ）所示，必要时，减载槽应经滚压处理，以提高其疲劳强度。上一页下一页返回6.3无键连接３）在包容件上设计减载槽，如图６－２３（ｄ）所示，或减小包容件端部的厚度，如图６－２３（ｅ）所示。６.３.２型面连接型面连接又叫成形连接，是利用非圆截面的轴与相应的孔构成的连接，它的轴和毂可以做成柱面，如图６－２５（ａ）所示，也可以做成锥面，如图６.２５（ｂ）所示。柱形的型面连接只能传递扭矩；锥形的型面连接除传递扭矩外，还能传递单向的轴向力，但其加工较复杂。型面连接的主要优点是：装拆方便，能保证良好的对中性；没有应力集中源，承载能力大。上一页下一页返回6.3无键连接其缺点是：加工工艺较为复杂，特别是为了保证配合精度，非圆截面的轴应先经车削，毂孔应先经钻、镗或拉削，其最后工序一般均要在专用机床上进行磨削加工。型面连接常用的型面曲线有摆线、等距曲线两种。此外，方形、正六边形及带切口的非圆形截面形状，在一般工程中也较为常见。６.３.３胀紧连接１.胀紧连接的原理、特点及类型胀紧连接是在轴毂之间装入一对或数对以内、外锥面相互贴合的胀紧连接套，在轴向力的作用下，内套缩小、外套胀大，并与轴和毂孔压紧，产生足够大的摩擦力，如图６－２６所示。上一页下一页返回6.3无键连接胀紧连接的特点是：定心性好，装拆或调整轴毂间的相对位置较为方便，应力集中较小，承载能力高，并且具有安全保护功能。其缺点是占用轴向及径向空间较大。根据连接套的结构不同，在ＪＢ／Ｔ７９３４—１９９９中规定了胀紧套连接的五种型号（Ｚ１～Ｚ５），图６－２７所示为Ｚ２型及Ｚ３型胀紧套连接。２.胀紧套的选用胀紧套的型号已经标准化，选用时只需根据设计的轴和毂的尺寸以及传递载荷的大小，查阅相关手册选择合适的型号和尺寸，并使传递的载荷在许用范围内即可。上一页下一页返回6.3无键连接为了提高胀紧连接的承载能力，常将多对胀紧套串联使用，但由于轴向压紧力在各套之间进行传递的过程中会逐渐减弱，所以串联套的级数不宜过多，在实际应用中，单向胀紧套通常不超过４对，双向胀紧套通常不超过８对。如图６－２６所示，胀紧套的半锥角α是影响胀紧连接的承载能力、自锁性能等工作性能的重要因素。在单套连接中，半锥角越小传递的载荷越大，但由于套的自锁性能使其拆卸困难。多套连接的半锥角过小会使距离压紧力作用点较远的套不能充分发挥其承载能力，因而，通常取α＝１２.５°～１７°。上一页返回6.4销连接６.４.１销连接的类型根据在连接中所起的作用不同，销可分为定位销、连接销以及安全销。主要用于固定零件之间的相对位置的销，称为定位销，如图６－２８所示，它是组合加工和装配时的重要辅助零件，其中，图６－２８（ａ）所示为圆柱销，图６－２８（ｂ）所示为圆锥销；用于连接且能传递不大的载荷的销，称为连接销，如图６－２９所示，由于销对轴的强度削弱较大，故一般多用于轻载或不重要的连接；用于安全装置中的过载剪断元件的销，称为安全销，如图６－３０所示。下一页返回6.4销连接６.４.２销的结构类型、特点及应用销可分为圆柱销、圆锥销、槽销、开口销、销轴和定位销等，这些销均已标准化。圆柱销，如图６－２８（ａ）所示，利用微量过盈配合固定在铰制孔中，经多次拆卸会降低其定位精度和可靠性。圆锥销，如图６－２８（ｂ）所示，具有１:５０的锥度，在受横向力时可以自锁。它具有安装方便、定位精度高、可多次拆卸而不影响定位精度等优点。端部带螺纹的圆锥销，如图６－３１所示，可用于不通孔或拆卸困难的场合。开尾圆锥销，如图６－３２所示，装入销孔后，其尾端可稍张