第 10章 联 接
§ 10-1 螺纹参数
§ 10-2 螺旋副的受力分析、效率和自锁
§ 10-3 机械制造常用螺纹
§ 10-4 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件
§ 10-5 螺纹联接的预紧和防松
§ 10-6 螺栓联接的强度计算
§ 10-7 螺栓的材料和许用应力
§ 10-8 提高螺栓联接强度的措施
§ 10-9 键联接和花键联接
§ 10-10 销 联 接
§ 10-1 螺纹 参数
? 将一倾斜角为 ψ的直线
绕在圆住体上便形咸一
条螺旋线。取一平面图
形 (图 b)，使它沿着螺旋
线运动，运动时保持此
图形通过圆柱体的轴
线．就得到螺纹。
按照平面图形的形状，螺纹分为 三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿
形螺纹 等。
? 按照螺旋线的旋向，螺纹分为 左旋螺纹 和 右旋螺纹 。一般采
用右旋螺纹。
? 按照螺旋线的数目，螺纹还分为 单线螺纹 和等距排列的 多线
螺纹, (如下图 )。
? 螺纹有 内螺纹 和 外螺纹 之
分，两者旋合组成 螺旋副
或称 螺纹副 。 用于联接的
螺纹 称为 联接螺纹 ； 用于
传动的螺纹 称为 传动螺纹,
相应的传动称为 螺旋传动 。
? 按照母体形状，螺纹分为 圆柱螺纹 和 圆锥螺纹。
? 螺纹的主要几何参数有：
1) 大径 d—— 与外螺纹牙顶 (或内螺纹牙底 )相重合的假想圆柱体的
直径 。
2) 小径 d1—— 与外螺纹牙底 (或内
螺纹牙顶 )相重合的假想圆柱体
的直径。
3) 中径 d2—— 一个假想圆柱体的
直径，该圆柱的母线上牙型沟
槽和凸起宽度相等。
4) 螺距 P—— 相邻两牙在中径
线上对应两点间的轴向距离 。
5) 导程 S—— 同一条螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的
轴向距离 。 (如图 10-3)设螺旋线数为 n，则 S=nP。
6) 螺纹升角 ψ—— 中径 d2圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线
的平面的夹角 (图 10-1)。
7) 牙型角 α—— 轴向截面内螺纹牙型相邻两侧边的夹角 。
8) 牙侧角 β—— 牙型侧边与螺纹轴线的垂线间的夹角 。
)110(
2
???? dnPtg
§ 10-2 螺旋副的受力分析、
效率和自锁
一、矩形螺纹 (β=0° )
? 螺旋副在力矩和轴向载荷作用下的相对运动，可看成作用在中
径的水平力推动滑块沿螺纹运动，如 图 10-4a所示。将矩形螺
纹沿中径 d2展开可得一斜面 (图 10-4b) 。
? 当滑块沿斜面等速上升 (拧紧螺母 )时,Fa为阻力,F为驱动力。
因摩擦力向下，故总反力 FR与 Fa的夹角为 ψ+ρ。由力的平衡条
件可得：
F=Fatg(ψ+ρ) (10-2a)
? 作用在螺旋副上的相应驱动力矩 (拧紧力矩 )
? 当滑块沿斜面等速下滑 (松开螺母 )时，轴向载荷 Fa变为驱动力，
而 F变为维持滑块等速运动所需的平衡力 (图 10-4c)。
)210()(tg22 22 bdFdFT a ???????
F=Fatg(ψ-ρ) (10-3a)
? 作用在螺旋副上的相应力矩
? 当斜面倾角 ψ大于摩擦角 ρ时，滑块在重力作用下有向下加速的趋
势。这时由式 (10-3a) 求出的平衡力 F为正，方向如图 10-4c所示。
它阻止滑块加速以便保持等速下滑，故 F是阻力。
? 当斜面倾角 ψ小于摩擦角 ρ(斜面自锁条件 )时，滑块不能在重力作
用下自行下滑, 即处于 自锁状态,由式 (10-3a) 求出的平衡力 F为
负,即 F与运动方向成锐角,F为驱动力。它说明 在自锁条件下，
必须施加驱动力 F才能使滑块等速下滑 。
)310()(tg22 22 bdFdFT a ???????
二、非矩形螺纹 (β≠0° )
? 对比图 10-5a和 b可知，若略去螺纹升角的影响，在轴向载荷 Fa
作用下，非矩形螺纹的法向力比矩形螺纹的大。若把法向力的增
加看作摩擦系数的增加，则非矩形螺纹的摩擦阻力可写为
? 式中 f′为当量摩擦系数，
即
aa
a FfFffF ??
??? c o sc o s
)410(tgc o s ?? ????? ff
式中 ρ′为当量摩擦角,β为牙侧角。
? 当滑块沿非矩形螺纹等速上升 (拧紧螺母 )时，可得水平推力：
F=Fatg(ψ+ρ′) (10-5a)
? 相应的驱动力矩
? 当滑块沿非矩形螺纹等速下滑时，可得：
F=Fatg(ψ-ρ′) (10-6a)
? 相应的力矩为
)510()(tg22 22 bdFdFT a ?? ??????
)610()(tg22 22 bdFdFT a ?? ??????
? 若螺纹升角 ψ小于当量摩擦角 ρ′，则螺旋具有自锁特性，如不施
加驱动力矩，无论轴向驱动力 Fa多大，都不能使螺旋副相对运
动．考虑到极限情况,非矩形螺纹的自锁条件可表示为
ψ≤ρ′ (10-7)
? 为了防止螺母在轴向力作用下自动松开，用于联接的紧固螺纹必
须满足自锁条件。
? 结论：
? 当轴向载荷为阻力，阻止螺旋副相对运动时，相当于滑块沿斜面
等速上升，应使用式 (10-2b)或式 (10-5b)。
? 当轴向载荷为驱动力，与螺旋副相对运动方向一致时，相当于滑
块沿斜面等速下滑，应使用式 (10-3b)或式 (10-6b)。
? 螺旋副的效率是有效功与输入功之比 。着按螺旋转动一圈计算，
输入功为 2πT，此时升举滑块所作的有效功为 FaS，故螺旋副的
效率为
? 由上式可知，当量摩擦角 ρ′一
定时，效率只是螺纹升角 ψ的
函数。效率曲线如图 10-6所示。
令 dη/dψ=0，可得当 ψ=45° －
ρ′/2时效率最高。
)810()(tg tg2 ?? ??? ????? TSF a
§ 10-3 机械制造常用螺纹
? 三角形螺纹主要有普通螺纹和管螺纹。前者多用于紧固联接，
后者用于紧密联接。
? 我国国家标准中,把牙型角 α=60 ° 的三角形米制螺纹 称为 普通
螺纹, 以大径 d为公称直径 。同一公称直径可以有多种螺距的螺
纹．其中 螺距最大的 称为 粗牙螺纹,其余都称为 细牙螺纹 (图
10-7)。 粗牙螺纹应用最广 。
? 管联接螺纹一般有四种，除了用普通细牙螺纹外，还有三种：
非螺纹密封的管螺纹、用螺纹密封的管螺纹和 60° 圆锥管螺纹。
? 管螺纹的公称直径是管
子的公称通径 。圆锥管
螺纹不用填料即能保证
紧密性而且旋合迅速，
适用于密封要求较高的
管路联接中。
? 梯形螺纹和锯齿形螺
纹用于传动。
? 为了减少摩擦和提高效率，这两种螺纹的牙侧角都比三角形螺
纹的小得多，而且有较大的间隙以便贮存润滑油。
§ 10-4 螺纹联接的基本类型及螺纹
紧固件
一、螺纹联接的基本类型
1,螺栓联接
? 螺栓联接的结构特点是被联接件的孔
中不切制螺纹，装拆方便 。螺栓联接
分 普通螺栓联接 (螺栓与孔之间有间隙 )
和 铰制孔用螺栓联接 (螺杆外径与螺栓
孔的内径具有同一基本尺寸，并常采
用过渡配合 )。
2,螺钉联接
? 螺钉直接旋入被联接件的
螺纹孔中，省去了螺母，
因此结构上比较简单 。
3,双头螺柱联接
? 双头螺柱多用于较厚的被
联接件或为了结构紧凑而
采用盲孔的联接 。双头螺
柱联接允许多次装拆而下
损坏被联接零件。
4,紧定螺钉联接
? 紧定螺钉联接常用来固定两
零件的相对位置，并可传递
不大的力或转矩 。
二、螺纹紧固件
? 螺纹紧固件的种类繁多，有
适应面广、用量大的通用螺
纹紧固件，还有适应某种需
要、具有特殊结构的专用螺
纹紧固件。
? 通用螺纹紧固件已标准化 。 常用
的有螺栓, 双头螺柱, 螺钉, 紧
定螺钉, 螺母和垫圈等, 这类零
件的结构型式和尺寸都已标准化,
设计时可根据有关标准选用 。
§ 10-5 螺纹联接的预紧和防松
? 预紧的目的 在于 增强联接的可靠性和紧密性, 以防止受载后
被联接件间出现缝隙或发生相对滑移 。 预紧后, 螺栓受到预
紧力的作用, 显然, 这个预加作用力是通过拧紧力矩获得的 。
因为预紧力的大小对螺纹联接的可靠性, 强度和密封性均有
很大的影响, 因此对于重要的螺纹联接, 应控制其预紧力 。
一, 拧紧力矩
? 拧紧力矩 T是用以克服螺纹副相对转动的阻力矩 T1和螺母支承
面上的摩擦阻力矩 T2, 它与预紧力 Fa间的关系为：
)910()(tg2 221 ??? ?????? faca rFfdFTTT
? 式中,rf为支承面摩擦半径，
rf≈(dw+d0)/4，其中 dw为螺母
支承面的外径,d0为螺栓孔
直径 (如图 10-15)。
)1010(mmN2.0 ??? dFT a
对于 M10~M68的粗牙螺纹
Fa值是由螺纹联接的要求来
决定的。
?对于受轴向工作载荷的重要联接和有特殊要求的螺栓，
预紧力应根据其使用实践确定，并在装配图标注出其
预紧力和拧紧力矩，以便安装时控制。
为了充分发挥紧固件的工作能力, 保证预紧的可靠, 拧
紧后螺纹紧固件的预紧应力一般可达到材料屈服极限 бS
的 50％ ~70%,但不得超过 бS的 80％ 。 对于一般联接用钢
螺栓, 预紧力可参考下式确定：
?
?
?
??
??
1
1
)6.0~5.0(
)7.0~6.0(
AF
AF
sa
sa
合金钢螺栓
碳素钢螺栓
二、螺纹联接的防松
? 联接用的三角形螺纹都具有自锁性，在静载荷和工作温
度变化不大时不会自动松脱。但是在冲击、振动和变载
的作用下，预紧力可能在某一瞬间消失，联接仍有可能
松脱。高温的螺纹联接，由于温度变形差异等原因，也
可能发生松脱现象。螺栓联接一旦松脱，轻者会影响机
器的正常运转，重者会造成重大事故。因此，为了保证
联接可靠，必须采取有效的防松措施。
? 螺栓联接防松的根本问题 在于防止螺纹副的相对转动 。
防松的方法很多, 现将常用的防松方法列于表 10－ 4。
§ 10-6 螺栓联接的强度计算
? 螺栓的主要失效形式有,
1) 螺栓杆拉断；
2) 螺纹的压溃和剪断；
3) 经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。
? 螺栓与螺母的螺纹牙及其他各部尺寸是根据等强度原则及使
用经验规定的。采用标准件时，这些部分都不需要进行强度
计算。
? 螺栓联接的计算主要是确定螺纹小径 d1，然后按照标准选定
螺纹公称直径 (大径 )d及螺距 P等 。
一、松螺栓联接
? 松螺栓联接装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷
前，除有关零件的自重外，联接并不受力。
? 当承受轴向工作载荷 Fa(N)时，其强度条件
为
? ? )1110(
4
2
1
?????? dF a
或
? ???? a
Fd 4
1
二、紧螺栓联接
? 紧螺栓联接装配时需要拧紧，在工作状态下可能还需要
补充拧紧。拧紧螺母时螺杆除承受的轴向拉力 Fa而产生
拉应力外，还受到螺纹力矩 T1所引起的扭切应力，使螺
栓处于拉伸和扭转的复合应力状态。拉应力为
?扭切应力为
? ??????
4
2
1d
F a
4
)(tg
2
16
2
)(tg
16
2
11
2
3
1
2
3
1
1
d
F
d
d
d
dF
d
T a
a
?
? ????
?
?? ???
?
?
??
? 对于 M10~M68的普通螺纹，取 d1,d2和 ψ的平均值，并取
tgρ′=f′=0.15，得 τ=0.5σ。按照第四强度理论 (最大形变能
理论 )，当量应力 σe为
? 故螺栓螺纹部分的强度条件为
??????????? 3.15.033 2222 ）（e
? ? )1210(
4
3.1
2
1
??? ??? d F ae
1,受横向工作载荷的螺栓强度
? 图 10-18所示的螺栓联接，承受垂直于螺栓轴线的横向工作载
荷 F，图中螺栓与孔之间留有间隙、工作时，若接合面内的摩擦
力足够大，则被联接件之间不会发生相对滑动。因此螺栓所需
的轴向力 (即预紧力 )应为
? 式中； F0为预紧力； C为可靠性系数，通常取 C=1.1~1.3。 m
为接合面数目； f为接合面摩擦系数，对于钢或铸铁被联接件
可取 f =0.1~0.15。求出及 Fa值后，可按式 (10-12)计算螺栓强
度。
? 从式 (10-13)来看，当 f =0.15,C=1.2,m =1时,F0≥8F。即
预紧力应为横向工作载荷的 8倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承
担横向载荷时，其尺寸是较大的。
? 为了避免上述缺点，可用键、套筒或销承担横向工作载荷，
而螺栓仅起联接作用 (图 10-19)。
)1310(0 ??? mfCFFF a
? 也可以采用螺杆与孔之间没有间隙的铰制孔用螺栓来承受横向
载荷，这些减载装置中的键、套筒、销和铰制孔用螺栓可按受
剪切和受挤压进行强度核算、许用切应力 [τ]和许用挤压应力
[σP] 见表 10-6。
2,受轴向工作载荷的螺栓强度
? 在图 10-21所示的缸体中，设流体压强为 p，螺栓数为 z，则缸体周围每
个螺栓平均承受的轴向工作载荷为
? 在受轴向工作载荷的螺栓联接
中，螺栓实际承受的总拉伸载
荷 Fa并不等于预紧力 F0与 FE之
和。
? 螺栓和被联接件受载前后的情
况见图 10-22．图 a是联接还没
有拧紧时的情况。
z
pDF
E 4
2??
? 螺栓联接拧紧后，螺
栓受到拉力 F0而伸长
了 δb0；被联接件受到
压缩力 F0而缩短了 δc0，
如图 b所示。
? 在联接承受轴向工作
载荷 FE时，螺栓的伸
长量增加△ δ而成为
δb0 + △ δ,相应的拉
力就是螺栓的总拉伸
载荷 Fa,如图 c所示。
? 与此同时，被联接件则随着螺栓的伸长而弹回，其压缩量减少了
△ δ而成为 δc0 －△ δ，与此相应的压力就是残余预紧力 FR(图 c)。
? 工作载荷 FE和残余预紧力 FR一起作用在螺栓上，所以螺栓的总拉
伸载荷为
Fa= FE +FR (10-14)
? 如 图 10-23所示，图 a和 b分别表示 F0与 δb0和 δc0的关系。
? 螺栓刚度
? 在联接未受工作载荷时，螺栓中的拉力和被联接伴的压缩力都等
于 F0，所以把图 10-23 a和 b合并可得图 c。
,
0
0
b
b
Fk
??
被联接件刚度 。
0
0
c
c
Fk
??
? 从图 c可知，承受工作载荷 FE后，螺栓的伸长量为 δb0 + △ δ,相
应的总拉伸载荷为 Fa；被联接件的压缩量为 δc0 －△ δ，相应的残
余预紧力为 FR；而 Fa= FE + FR,此即式 (10-14)。
? 紧螺栓联接应能保证被联接件的接合面不出现缝隙，因此
残余预紧力 FR应大于零。
? 当工作载荷 FE没有变化时，可取 FR =(0.2~0.6) FE，当 FE有变
化时,FR =(0.6~1.0) FE；对于有紧密性要求的联接 (如压力容
器的螺栓联接 ),FR =(1.5~1.8) FE。
? 在一般计算中，可先根据联接的工作要求规定残余预紧力 FR，
其次由式 (10-14)求出总拉伸载荷 Fa，然后按式 (10-12)计算螺
栓强度。
? 若轴向工作载荷 FE在 0~ FE间周期性变化，则螺栓所受总拉伸
载荷应在 F0 ~ Fa间变化。受变载荷螺栓的粗略计算可按总拉伸
载荷 Fa进行，其强度条件仍为式 (10-12)，所不同的是许用应力
应按表 10-6和表 10-7在变载荷项内查取。
? 从 图 10-23可导出各力之间的关系以及螺栓刚度和被联接件刚度
对这些力的影响。
)1510(
00
00 ?
??
?
???????
???????
ccR
bba
kFFFF
kFFFF
而 FE= △ Fb + △ Fc=kb△ δ+kc △ δ,即,
cb
E
kk
F
????
代入上式后得
)1610(0 ????
cb
b
Ea kk
kFFF
)1710()1(0 ?????
cb
b
ER kk
kFFF
式中 称为螺栓的相对刚性 (刚度 )系数。
cb
b
kk
k
?
? 由式（ 10-16）可知,在受轴向工作载荷的螺栓联接中，
螺栓实际承受的总拉伸载荷 Fa等于预紧力 F0与部分工作
载荷 FE之和。
? 螺栓的相对刚性系数的大小与螺栓及被联接件的材料、
尺寸和结构有关,其值在 0~1之间变化，一般可按表 10-5
选取。
§ 10-7 螺栓的材料和许用应力
? 螺栓的常用材料为 Q215,Q235,10,35和 45钢，重要和特
殊用途的螺纹联接件可采用 15Cr,40Cr,30CrMnSi等力学性
能较高的合金钢。这些材料的力学性能见表 9-1。螺纹联接的
许用应力及安全系数见表 10-6和表 10-7。
§ 10-8 提高螺栓联接强度的措施
? 螺栓联接承受轴向变载荷时，其损坏形式多为螺栓杆部分的疲劳断
裂，通常都发生在应力集中较严重之处，即螺栓头部、螺纹收尾部
和螺母支承平面所在处的螺纹。
一、降低螺栓总拉伸载荷 Fa的变化范围
? 螺栓所受的轴向工作载荷 FE在 0~ FE 间变化时，
拉伸总拉伸载荷 Fa的变化范围为 F0~,
cb
b
E kk
kFF
??0若减小螺栓刚度 k
b或增大被联接件刚度 kc都可
以减小 Fa的变化范围。这对防止螺栓的疲劳损
坏是十分有利的。
? 为了减小螺栓刚度，可减小螺栓
光杆部分直径或采用空心螺杆，
有时也可增加螺栓的长度。
被联接件本身的刚度是较大
的，但被联接件的接合面因
需要密封而采用软垫片 (图
10-26)时将降低其刚度。若
采用全属薄塾片或采用 O形
密封圈作为密封元件 (图 10-
27)，则仍可保持被联接件原
采的刚度值。
二、改善螺纹牙间的载荷分布
? 采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布是
不均匀的，旋合圈数越多，载荷分布不均的程度也越显
著。所以,采用圈数多的厚螺母，并不能提高联接强度,
著采用悬置 (受拉 )螺母和环槽螺母，则有助于减少螺母与
栓杆的螺距变化差，从而使载荷分布比较均匀。
三、减小应力集中
? 如图 10-29所示，增大过渡处圆
角 (图 a)、切制卸载槽 (图 b,c)
都是使螺栓截面变化均匀减小应
力集中的有效方法。
四、避免或减小附加应力
? 由于设计、制造或安装上的疏忽，
有可能使螺栓受到附加弯曲应力
（右图），这对螺栓疲劳强度助
影响很大，应设法避免。
? 另外，在制造工艺上采取冷镦头部和辗压螺纹的螺栓，其疲劳
强度比车制螺栓约高 30％，氰化、氮化等表面硬化处理也能提
高疲劳强度。
? 例如，在铸件或锻件等未加工表面上安装螺栓时，常采用凸台或
沉头座等结构，经切削加工后可获得平整的支承面，可使螺栓受
避免附加弯曲应力 （图 10-31） 。
§ 10-9 键联接和花键 联接
一、键联接的类型
? 键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转
矩。 有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向
移动。
? 键是标准件,分为平键、半圆键、楔键和切向键等。设
计时应根据各类键的结构和应用特点迸行选择。
1,平键联接
? 平键的两侧面是工作面,上表面与轮毂槽底之间留有间
隙 (图 10-34)。
? 平键定心性较好、装拆方便 。常用的平键有 普通平键 和 导向平键
两种。
? 普通平键的端部形状可制成 圆头 (A型 ),方头 (B型 )或 单
圆头 (C型 )，如 表 10-9所示。圆头键的轴槽用指形铣刀加
工，键在槽中固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较
大、方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。单圆
头键常用于轴端。普通平键应用最广。
? 导向平键较长，需用螺钉固定在轴槽中，为了便于装拆，
在键上制出起健螺纹孔 (图 10-34b)。
? 这种键能实现轴上零件的轴向移动，构成动联接。
2,半圆键联接
? 半圆键也是以两侧面为工作面, 它与平键一样具有定心较好
的优点。半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽底面，装配方便。
它的缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接 。
? 锥形轴端采用半圆键联接在工艺上较为方便。
3,楔键联接和切向键联接
? 楔健的上下面是工作面,如 图 10-36所示，键的上表面
有 1,100的斜度，轮毂键槽的底面也有 1,100的斜度，
把楔键打入轴和毂槽内时，其工作面上产生很大的预紧
力 Fn。 工作时，主要靠摩擦力 f Fn 传递转矩 T，并能承
受单方向的轴向力 。
? 由于楔键打入时，迫使轴和轮毂产生偏心 e，因此 楔键
仅适用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的联接 。
? 楔键分为 普通楔键 和 钩头楔键 两种。 钩头楔键的钩头是
为了拆键用的。
? 切向健是由一对楔
键组成 (图 10-37a)，
装配时将两键楔紧。
键的窄面是工作面 。
? 工作面上的压力沿
轴的切线方向作用，
能传递很大的转矩。
当双向传递转矩时，
需用两对切向健并
分布成
120° ~130° 。
二、平键联接的强度校核
? 键的材料采用强度极限 σB不小于 600MPa的碳素钢，通常用 45
钢。当轮毂用非铁金属或非金属材料时，键可用 20或 Q235钢。
键的截面尺寸应按轴径 d从键的标准中查取；键的长度 L可参照轮
毂长度从标准中选取 。必要时应迸行强度校核（见 表 10-9）。
? 平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损 （对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。
? 设载荷为均匀分布，由图 10-38可得 平键联接的挤压强度条件
? ? )2710(4 ????? pp dhl T
? 对于导向平链联接（动联搂）。计算依据是磨损，应限制
压强。即
? 式中,T为转矩,N·mm； d为轴径,h为键的高度,l为键的工作长
度,mm； [σp] 为许用挤压应力,[p]为许用压强,MPa (见表 10-
10）。
? ? )2810(4 ??? pdhl Tp
? 若强度不够时，可采用两个
键按 180° 布置。考虑到载
荷分布的不均匀性，在强度
校核中可按 1.5个键计算。
? 轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接 称为 花键联
接 。 齿的侧面是工作面 。由于是多齿传递载荷，所以 花
键联接比平健联接具有承载能力高，对轴削弱程度小，
定心好和导向性能好等优点。它适用于定心精度要求高、
载荷大或经常滑移的联接。
三、花键联接
? 花健联接按其齿形不同，可分为一般常用的 矩形花键 和
强度高的 渐开线花键 以及用于薄壁联接的 三角形花键 。
? 花键联接可以做成静联接，也可以做成动联接，一般只验
算挤压强度和耐磨性 。
§ 10-10 销 联 接
? 销的主要用途是固定零件之间的相互位置，并可传递不大的载
荷 。
? 销的基本形式为 圆柱销 和 圆锥销 。还有大端具有外螺纹的圆锥
销或小端带外螺纹的圆锥销等许多特殊形式。
? 销的常用材料为 35,45钢。
? 图 10-42a是带槽的圆柱销，销上有三条压制的纵向沟槽，
图 b是放大的俯视图，其细线表示打入销孔前的形状，实
线表示打入后变形的结果，这使销与孔壁压紧，不易松脱，
能承受振动和变载荷。使用这种销联接时，销孔不需要铰
制，且可多次装拆。
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§ 10-1 螺纹参数
§ 10-2 螺旋副的受力分析、效率和自锁
§ 10-3 机械制造常用螺纹
§ 10-4 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件
§ 10-5 螺纹联接的预紧和防松
§ 10-6 螺栓联接的强度计算
§ 10-7 螺栓的材料和许用应力
§ 10-8 提高螺栓联接强度的措施
§ 10-9 键联接和花键联接
§ 10-10 销 联 接
§ 10-1 螺纹 参数
? 将一倾斜角为 ψ的直线
绕在圆住体上便形咸一
条螺旋线。取一平面图
形 (图 b)，使它沿着螺旋
线运动，运动时保持此
图形通过圆柱体的轴
线．就得到螺纹。
按照平面图形的形状，螺纹分为 三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿
形螺纹 等。
? 按照螺旋线的旋向，螺纹分为 左旋螺纹 和 右旋螺纹 。一般采
用右旋螺纹。
? 按照螺旋线的数目，螺纹还分为 单线螺纹 和等距排列的 多线
螺纹, (如下图 )。
? 螺纹有 内螺纹 和 外螺纹 之
分，两者旋合组成 螺旋副
或称 螺纹副 。 用于联接的
螺纹 称为 联接螺纹 ； 用于
传动的螺纹 称为 传动螺纹,
相应的传动称为 螺旋传动 。
? 按照母体形状，螺纹分为 圆柱螺纹 和 圆锥螺纹。
? 螺纹的主要几何参数有：
1) 大径 d—— 与外螺纹牙顶 (或内螺纹牙底 )相重合的假想圆柱体的
直径 。
2) 小径 d1—— 与外螺纹牙底 (或内
螺纹牙顶 )相重合的假想圆柱体
的直径。
3) 中径 d2—— 一个假想圆柱体的
直径，该圆柱的母线上牙型沟
槽和凸起宽度相等。
4) 螺距 P—— 相邻两牙在中径
线上对应两点间的轴向距离 。
5) 导程 S—— 同一条螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的
轴向距离 。 (如图 10-3)设螺旋线数为 n，则 S=nP。
6) 螺纹升角 ψ—— 中径 d2圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线
的平面的夹角 (图 10-1)。
7) 牙型角 α—— 轴向截面内螺纹牙型相邻两侧边的夹角 。
8) 牙侧角 β—— 牙型侧边与螺纹轴线的垂线间的夹角 。
)110(
2
???? dnPtg
§ 10-2 螺旋副的受力分析、
效率和自锁
一、矩形螺纹 (β=0° )
? 螺旋副在力矩和轴向载荷作用下的相对运动，可看成作用在中
径的水平力推动滑块沿螺纹运动，如 图 10-4a所示。将矩形螺
纹沿中径 d2展开可得一斜面 (图 10-4b) 。
? 当滑块沿斜面等速上升 (拧紧螺母 )时,Fa为阻力,F为驱动力。
因摩擦力向下，故总反力 FR与 Fa的夹角为 ψ+ρ。由力的平衡条
件可得：
F=Fatg(ψ+ρ) (10-2a)
? 作用在螺旋副上的相应驱动力矩 (拧紧力矩 )
? 当滑块沿斜面等速下滑 (松开螺母 )时，轴向载荷 Fa变为驱动力，
而 F变为维持滑块等速运动所需的平衡力 (图 10-4c)。
)210()(tg22 22 bdFdFT a ???????
F=Fatg(ψ-ρ) (10-3a)
? 作用在螺旋副上的相应力矩
? 当斜面倾角 ψ大于摩擦角 ρ时，滑块在重力作用下有向下加速的趋
势。这时由式 (10-3a) 求出的平衡力 F为正，方向如图 10-4c所示。
它阻止滑块加速以便保持等速下滑，故 F是阻力。
? 当斜面倾角 ψ小于摩擦角 ρ(斜面自锁条件 )时，滑块不能在重力作
用下自行下滑, 即处于 自锁状态,由式 (10-3a) 求出的平衡力 F为
负,即 F与运动方向成锐角,F为驱动力。它说明 在自锁条件下，
必须施加驱动力 F才能使滑块等速下滑 。
)310()(tg22 22 bdFdFT a ???????
二、非矩形螺纹 (β≠0° )
? 对比图 10-5a和 b可知，若略去螺纹升角的影响，在轴向载荷 Fa
作用下，非矩形螺纹的法向力比矩形螺纹的大。若把法向力的增
加看作摩擦系数的增加，则非矩形螺纹的摩擦阻力可写为
? 式中 f′为当量摩擦系数，
即
aa
a FfFffF ??
??? c o sc o s
)410(tgc o s ?? ????? ff
式中 ρ′为当量摩擦角,β为牙侧角。
? 当滑块沿非矩形螺纹等速上升 (拧紧螺母 )时，可得水平推力：
F=Fatg(ψ+ρ′) (10-5a)
? 相应的驱动力矩
? 当滑块沿非矩形螺纹等速下滑时，可得：
F=Fatg(ψ-ρ′) (10-6a)
? 相应的力矩为
)510()(tg22 22 bdFdFT a ?? ??????
)610()(tg22 22 bdFdFT a ?? ??????
? 若螺纹升角 ψ小于当量摩擦角 ρ′，则螺旋具有自锁特性，如不施
加驱动力矩，无论轴向驱动力 Fa多大，都不能使螺旋副相对运
动．考虑到极限情况,非矩形螺纹的自锁条件可表示为
ψ≤ρ′ (10-7)
? 为了防止螺母在轴向力作用下自动松开，用于联接的紧固螺纹必
须满足自锁条件。
? 结论：
? 当轴向载荷为阻力，阻止螺旋副相对运动时，相当于滑块沿斜面
等速上升，应使用式 (10-2b)或式 (10-5b)。
? 当轴向载荷为驱动力，与螺旋副相对运动方向一致时，相当于滑
块沿斜面等速下滑，应使用式 (10-3b)或式 (10-6b)。
? 螺旋副的效率是有效功与输入功之比 。着按螺旋转动一圈计算，
输入功为 2πT，此时升举滑块所作的有效功为 FaS，故螺旋副的
效率为
? 由上式可知，当量摩擦角 ρ′一
定时，效率只是螺纹升角 ψ的
函数。效率曲线如图 10-6所示。
令 dη/dψ=0，可得当 ψ=45° －
ρ′/2时效率最高。
)810()(tg tg2 ?? ??? ????? TSF a
§ 10-3 机械制造常用螺纹
? 三角形螺纹主要有普通螺纹和管螺纹。前者多用于紧固联接，
后者用于紧密联接。
? 我国国家标准中,把牙型角 α=60 ° 的三角形米制螺纹 称为 普通
螺纹, 以大径 d为公称直径 。同一公称直径可以有多种螺距的螺
纹．其中 螺距最大的 称为 粗牙螺纹,其余都称为 细牙螺纹 (图
10-7)。 粗牙螺纹应用最广 。
? 管联接螺纹一般有四种，除了用普通细牙螺纹外，还有三种：
非螺纹密封的管螺纹、用螺纹密封的管螺纹和 60° 圆锥管螺纹。
? 管螺纹的公称直径是管
子的公称通径 。圆锥管
螺纹不用填料即能保证
紧密性而且旋合迅速，
适用于密封要求较高的
管路联接中。
? 梯形螺纹和锯齿形螺
纹用于传动。
? 为了减少摩擦和提高效率，这两种螺纹的牙侧角都比三角形螺
纹的小得多，而且有较大的间隙以便贮存润滑油。
§ 10-4 螺纹联接的基本类型及螺纹
紧固件
一、螺纹联接的基本类型
1,螺栓联接
? 螺栓联接的结构特点是被联接件的孔
中不切制螺纹，装拆方便 。螺栓联接
分 普通螺栓联接 (螺栓与孔之间有间隙 )
和 铰制孔用螺栓联接 (螺杆外径与螺栓
孔的内径具有同一基本尺寸，并常采
用过渡配合 )。
2,螺钉联接
? 螺钉直接旋入被联接件的
螺纹孔中，省去了螺母，
因此结构上比较简单 。
3,双头螺柱联接
? 双头螺柱多用于较厚的被
联接件或为了结构紧凑而
采用盲孔的联接 。双头螺
柱联接允许多次装拆而下
损坏被联接零件。
4,紧定螺钉联接
? 紧定螺钉联接常用来固定两
零件的相对位置，并可传递
不大的力或转矩 。
二、螺纹紧固件
? 螺纹紧固件的种类繁多，有
适应面广、用量大的通用螺
纹紧固件，还有适应某种需
要、具有特殊结构的专用螺
纹紧固件。
? 通用螺纹紧固件已标准化 。 常用
的有螺栓, 双头螺柱, 螺钉, 紧
定螺钉, 螺母和垫圈等, 这类零
件的结构型式和尺寸都已标准化,
设计时可根据有关标准选用 。
§ 10-5 螺纹联接的预紧和防松
? 预紧的目的 在于 增强联接的可靠性和紧密性, 以防止受载后
被联接件间出现缝隙或发生相对滑移 。 预紧后, 螺栓受到预
紧力的作用, 显然, 这个预加作用力是通过拧紧力矩获得的 。
因为预紧力的大小对螺纹联接的可靠性, 强度和密封性均有
很大的影响, 因此对于重要的螺纹联接, 应控制其预紧力 。
一, 拧紧力矩
? 拧紧力矩 T是用以克服螺纹副相对转动的阻力矩 T1和螺母支承
面上的摩擦阻力矩 T2, 它与预紧力 Fa间的关系为：
)910()(tg2 221 ??? ?????? faca rFfdFTTT
? 式中,rf为支承面摩擦半径，
rf≈(dw+d0)/4，其中 dw为螺母
支承面的外径,d0为螺栓孔
直径 (如图 10-15)。
)1010(mmN2.0 ??? dFT a
对于 M10~M68的粗牙螺纹
Fa值是由螺纹联接的要求来
决定的。
?对于受轴向工作载荷的重要联接和有特殊要求的螺栓，
预紧力应根据其使用实践确定，并在装配图标注出其
预紧力和拧紧力矩，以便安装时控制。
为了充分发挥紧固件的工作能力, 保证预紧的可靠, 拧
紧后螺纹紧固件的预紧应力一般可达到材料屈服极限 бS
的 50％ ~70%,但不得超过 бS的 80％ 。 对于一般联接用钢
螺栓, 预紧力可参考下式确定：
?
?
?
??
??
1
1
)6.0~5.0(
)7.0~6.0(
AF
AF
sa
sa
合金钢螺栓
碳素钢螺栓
二、螺纹联接的防松
? 联接用的三角形螺纹都具有自锁性，在静载荷和工作温
度变化不大时不会自动松脱。但是在冲击、振动和变载
的作用下，预紧力可能在某一瞬间消失，联接仍有可能
松脱。高温的螺纹联接，由于温度变形差异等原因，也
可能发生松脱现象。螺栓联接一旦松脱，轻者会影响机
器的正常运转，重者会造成重大事故。因此，为了保证
联接可靠，必须采取有效的防松措施。
? 螺栓联接防松的根本问题 在于防止螺纹副的相对转动 。
防松的方法很多, 现将常用的防松方法列于表 10－ 4。
§ 10-6 螺栓联接的强度计算
? 螺栓的主要失效形式有,
1) 螺栓杆拉断；
2) 螺纹的压溃和剪断；
3) 经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。
? 螺栓与螺母的螺纹牙及其他各部尺寸是根据等强度原则及使
用经验规定的。采用标准件时，这些部分都不需要进行强度
计算。
? 螺栓联接的计算主要是确定螺纹小径 d1，然后按照标准选定
螺纹公称直径 (大径 )d及螺距 P等 。
一、松螺栓联接
? 松螺栓联接装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷
前，除有关零件的自重外，联接并不受力。
? 当承受轴向工作载荷 Fa(N)时，其强度条件
为
? ? )1110(
4
2
1
?????? dF a
或
? ???? a
Fd 4
1
二、紧螺栓联接
? 紧螺栓联接装配时需要拧紧，在工作状态下可能还需要
补充拧紧。拧紧螺母时螺杆除承受的轴向拉力 Fa而产生
拉应力外，还受到螺纹力矩 T1所引起的扭切应力，使螺
栓处于拉伸和扭转的复合应力状态。拉应力为
?扭切应力为
? ??????
4
2
1d
F a
4
)(tg
2
16
2
)(tg
16
2
11
2
3
1
2
3
1
1
d
F
d
d
d
dF
d
T a
a
?
? ????
?
?? ???
?
?
??
? 对于 M10~M68的普通螺纹，取 d1,d2和 ψ的平均值，并取
tgρ′=f′=0.15，得 τ=0.5σ。按照第四强度理论 (最大形变能
理论 )，当量应力 σe为
? 故螺栓螺纹部分的强度条件为
??????????? 3.15.033 2222 ）（e
? ? )1210(
4
3.1
2
1
??? ??? d F ae
1,受横向工作载荷的螺栓强度
? 图 10-18所示的螺栓联接，承受垂直于螺栓轴线的横向工作载
荷 F，图中螺栓与孔之间留有间隙、工作时，若接合面内的摩擦
力足够大，则被联接件之间不会发生相对滑动。因此螺栓所需
的轴向力 (即预紧力 )应为
? 式中； F0为预紧力； C为可靠性系数，通常取 C=1.1~1.3。 m
为接合面数目； f为接合面摩擦系数，对于钢或铸铁被联接件
可取 f =0.1~0.15。求出及 Fa值后，可按式 (10-12)计算螺栓强
度。
? 从式 (10-13)来看，当 f =0.15,C=1.2,m =1时,F0≥8F。即
预紧力应为横向工作载荷的 8倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承
担横向载荷时，其尺寸是较大的。
? 为了避免上述缺点，可用键、套筒或销承担横向工作载荷，
而螺栓仅起联接作用 (图 10-19)。
)1310(0 ??? mfCFFF a
? 也可以采用螺杆与孔之间没有间隙的铰制孔用螺栓来承受横向
载荷，这些减载装置中的键、套筒、销和铰制孔用螺栓可按受
剪切和受挤压进行强度核算、许用切应力 [τ]和许用挤压应力
[σP] 见表 10-6。
2,受轴向工作载荷的螺栓强度
? 在图 10-21所示的缸体中，设流体压强为 p，螺栓数为 z，则缸体周围每
个螺栓平均承受的轴向工作载荷为
? 在受轴向工作载荷的螺栓联接
中，螺栓实际承受的总拉伸载
荷 Fa并不等于预紧力 F0与 FE之
和。
? 螺栓和被联接件受载前后的情
况见图 10-22．图 a是联接还没
有拧紧时的情况。
z
E 4
2??
? 螺栓联接拧紧后，螺
栓受到拉力 F0而伸长
了 δb0；被联接件受到
压缩力 F0而缩短了 δc0，
如图 b所示。
? 在联接承受轴向工作
载荷 FE时，螺栓的伸
长量增加△ δ而成为
δb0 + △ δ,相应的拉
力就是螺栓的总拉伸
载荷 Fa,如图 c所示。
? 与此同时，被联接件则随着螺栓的伸长而弹回，其压缩量减少了
△ δ而成为 δc0 －△ δ，与此相应的压力就是残余预紧力 FR(图 c)。
? 工作载荷 FE和残余预紧力 FR一起作用在螺栓上，所以螺栓的总拉
伸载荷为
Fa= FE +FR (10-14)
? 如 图 10-23所示，图 a和 b分别表示 F0与 δb0和 δc0的关系。
? 螺栓刚度
? 在联接未受工作载荷时，螺栓中的拉力和被联接伴的压缩力都等
于 F0，所以把图 10-23 a和 b合并可得图 c。
,
0
0
b
b
Fk
??
被联接件刚度 。
0
0
c
c
Fk
??
? 从图 c可知，承受工作载荷 FE后，螺栓的伸长量为 δb0 + △ δ,相
应的总拉伸载荷为 Fa；被联接件的压缩量为 δc0 －△ δ，相应的残
余预紧力为 FR；而 Fa= FE + FR,此即式 (10-14)。
? 紧螺栓联接应能保证被联接件的接合面不出现缝隙，因此
残余预紧力 FR应大于零。
? 当工作载荷 FE没有变化时，可取 FR =(0.2~0.6) FE，当 FE有变
化时,FR =(0.6~1.0) FE；对于有紧密性要求的联接 (如压力容
器的螺栓联接 ),FR =(1.5~1.8) FE。
? 在一般计算中，可先根据联接的工作要求规定残余预紧力 FR，
其次由式 (10-14)求出总拉伸载荷 Fa，然后按式 (10-12)计算螺
栓强度。
? 若轴向工作载荷 FE在 0~ FE间周期性变化，则螺栓所受总拉伸
载荷应在 F0 ~ Fa间变化。受变载荷螺栓的粗略计算可按总拉伸
载荷 Fa进行，其强度条件仍为式 (10-12)，所不同的是许用应力
应按表 10-6和表 10-7在变载荷项内查取。
? 从 图 10-23可导出各力之间的关系以及螺栓刚度和被联接件刚度
对这些力的影响。
)1510(
00
00 ?
??
?
???????
???????
ccR
bba
kFFFF
kFFFF
而 FE= △ Fb + △ Fc=kb△ δ+kc △ δ,即,
cb
E
kk
F
????
代入上式后得
)1610(0 ????
cb
b
Ea kk
kFFF
)1710()1(0 ?????
cb
b
ER kk
kFFF
式中 称为螺栓的相对刚性 (刚度 )系数。
cb
b
kk
k
?
? 由式（ 10-16）可知,在受轴向工作载荷的螺栓联接中，
螺栓实际承受的总拉伸载荷 Fa等于预紧力 F0与部分工作
载荷 FE之和。
? 螺栓的相对刚性系数的大小与螺栓及被联接件的材料、
尺寸和结构有关,其值在 0~1之间变化，一般可按表 10-5
选取。
§ 10-7 螺栓的材料和许用应力
? 螺栓的常用材料为 Q215,Q235,10,35和 45钢，重要和特
殊用途的螺纹联接件可采用 15Cr,40Cr,30CrMnSi等力学性
能较高的合金钢。这些材料的力学性能见表 9-1。螺纹联接的
许用应力及安全系数见表 10-6和表 10-7。
§ 10-8 提高螺栓联接强度的措施
? 螺栓联接承受轴向变载荷时，其损坏形式多为螺栓杆部分的疲劳断
裂，通常都发生在应力集中较严重之处，即螺栓头部、螺纹收尾部
和螺母支承平面所在处的螺纹。
一、降低螺栓总拉伸载荷 Fa的变化范围
? 螺栓所受的轴向工作载荷 FE在 0~ FE 间变化时，
拉伸总拉伸载荷 Fa的变化范围为 F0~,
cb
b
E kk
kFF
??0若减小螺栓刚度 k
b或增大被联接件刚度 kc都可
以减小 Fa的变化范围。这对防止螺栓的疲劳损
坏是十分有利的。
? 为了减小螺栓刚度，可减小螺栓
光杆部分直径或采用空心螺杆，
有时也可增加螺栓的长度。
被联接件本身的刚度是较大
的，但被联接件的接合面因
需要密封而采用软垫片 (图
10-26)时将降低其刚度。若
采用全属薄塾片或采用 O形
密封圈作为密封元件 (图 10-
27)，则仍可保持被联接件原
采的刚度值。
二、改善螺纹牙间的载荷分布
? 采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布是
不均匀的，旋合圈数越多，载荷分布不均的程度也越显
著。所以,采用圈数多的厚螺母，并不能提高联接强度,
著采用悬置 (受拉 )螺母和环槽螺母，则有助于减少螺母与
栓杆的螺距变化差，从而使载荷分布比较均匀。
三、减小应力集中
? 如图 10-29所示，增大过渡处圆
角 (图 a)、切制卸载槽 (图 b,c)
都是使螺栓截面变化均匀减小应
力集中的有效方法。
四、避免或减小附加应力
? 由于设计、制造或安装上的疏忽，
有可能使螺栓受到附加弯曲应力
（右图），这对螺栓疲劳强度助
影响很大，应设法避免。
? 另外，在制造工艺上采取冷镦头部和辗压螺纹的螺栓，其疲劳
强度比车制螺栓约高 30％，氰化、氮化等表面硬化处理也能提
高疲劳强度。
? 例如，在铸件或锻件等未加工表面上安装螺栓时，常采用凸台或
沉头座等结构，经切削加工后可获得平整的支承面，可使螺栓受
避免附加弯曲应力 （图 10-31） 。
§ 10-9 键联接和花键 联接
一、键联接的类型
? 键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转
矩。 有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向
移动。
? 键是标准件,分为平键、半圆键、楔键和切向键等。设
计时应根据各类键的结构和应用特点迸行选择。
1,平键联接
? 平键的两侧面是工作面,上表面与轮毂槽底之间留有间
隙 (图 10-34)。
? 平键定心性较好、装拆方便 。常用的平键有 普通平键 和 导向平键
两种。
? 普通平键的端部形状可制成 圆头 (A型 ),方头 (B型 )或 单
圆头 (C型 )，如 表 10-9所示。圆头键的轴槽用指形铣刀加
工，键在槽中固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较
大、方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。单圆
头键常用于轴端。普通平键应用最广。
? 导向平键较长，需用螺钉固定在轴槽中，为了便于装拆，
在键上制出起健螺纹孔 (图 10-34b)。
? 这种键能实现轴上零件的轴向移动，构成动联接。
2,半圆键联接
? 半圆键也是以两侧面为工作面, 它与平键一样具有定心较好
的优点。半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽底面，装配方便。
它的缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接 。
? 锥形轴端采用半圆键联接在工艺上较为方便。
3,楔键联接和切向键联接
? 楔健的上下面是工作面,如 图 10-36所示，键的上表面
有 1,100的斜度，轮毂键槽的底面也有 1,100的斜度，
把楔键打入轴和毂槽内时，其工作面上产生很大的预紧
力 Fn。 工作时，主要靠摩擦力 f Fn 传递转矩 T，并能承
受单方向的轴向力 。
? 由于楔键打入时，迫使轴和轮毂产生偏心 e，因此 楔键
仅适用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的联接 。
? 楔键分为 普通楔键 和 钩头楔键 两种。 钩头楔键的钩头是
为了拆键用的。
? 切向健是由一对楔
键组成 (图 10-37a)，
装配时将两键楔紧。
键的窄面是工作面 。
? 工作面上的压力沿
轴的切线方向作用，
能传递很大的转矩。
当双向传递转矩时，
需用两对切向健并
分布成
120° ~130° 。
二、平键联接的强度校核
? 键的材料采用强度极限 σB不小于 600MPa的碳素钢，通常用 45
钢。当轮毂用非铁金属或非金属材料时，键可用 20或 Q235钢。
键的截面尺寸应按轴径 d从键的标准中查取；键的长度 L可参照轮
毂长度从标准中选取 。必要时应迸行强度校核（见 表 10-9）。
? 平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损 （对于动联接）。
除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。
? 设载荷为均匀分布，由图 10-38可得 平键联接的挤压强度条件
? ? )2710(4 ????? pp dhl T
? 对于导向平链联接（动联搂）。计算依据是磨损，应限制
压强。即
? 式中,T为转矩,N·mm； d为轴径,h为键的高度,l为键的工作长
度,mm； [σp] 为许用挤压应力,[p]为许用压强,MPa (见表 10-
10）。
? ? )2810(4 ??? pdhl Tp
? 若强度不够时，可采用两个
键按 180° 布置。考虑到载
荷分布的不均匀性，在强度
校核中可按 1.5个键计算。
? 轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接 称为 花键联
接 。 齿的侧面是工作面 。由于是多齿传递载荷，所以 花
键联接比平健联接具有承载能力高，对轴削弱程度小，
定心好和导向性能好等优点。它适用于定心精度要求高、
载荷大或经常滑移的联接。
三、花键联接
? 花健联接按其齿形不同，可分为一般常用的 矩形花键 和
强度高的 渐开线花键 以及用于薄壁联接的 三角形花键 。
? 花键联接可以做成静联接，也可以做成动联接，一般只验
算挤压强度和耐磨性 。
§ 10-10 销 联 接
? 销的主要用途是固定零件之间的相互位置，并可传递不大的载
荷 。
? 销的基本形式为 圆柱销 和 圆锥销 。还有大端具有外螺纹的圆锥
销或小端带外螺纹的圆锥销等许多特殊形式。
? 销的常用材料为 35,45钢。
? 图 10-42a是带槽的圆柱销，销上有三条压制的纵向沟槽，
图 b是放大的俯视图，其细线表示打入销孔前的形状，实
线表示打入后变形的结果，这使销与孔壁压紧，不易松脱，
能承受振动和变载荷。使用这种销联接时，销孔不需要铰
制，且可多次装拆。
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