軸和毂的鍵聯接

這個計算被設計用來作軸和毂的成形幾何設計和強度校核。這個應用程序給下面的任務提供了解決方案：

1. 設計一個平面鍵的鍵聯接。

2. 設計一個半圓鍵的鍵聯接。

3. 設計一個直邊花鍵的鍵聯接。

4. 設計一個漸開線花鍵的鍵聯接。

5. 設計鍵聯接的強度校核。

6. 這個應用程序包含了一個依照 ISO, SAE, DIN, BS, JIS and CSN這些標准的鍵和花鍵的表格。

7. 支持2D CAD系統。

這個計算是基于來自專著和 ANSI, ISO, DIN等標准的數據，程序和算法。
標准列表： ANSI B17.1, ANSI B17.2, ANSI B92.1, ANSI B92.2M, ISO R773, ISO 14, ISO 4156, DIN 6885, DIN 6888, DIN 5464, DIN 5471, DIN 5472, DIN 5480, BS 4235, BS 6, JIS B 1301, CSN 02 2562, CSN 30 1385, CSN 01 4942, CSN 4950

提示: 比較文檔“選擇軸和毂的類型”在選擇合適的鍵聯接類型是有幫助的。

計算的控制，結構和語法.

語法的信息和計算的控制可以在文件''計算的控制，結構和語法''中找到。

工程信息.

在“工程信息”這段的目的，控制和使用信息可以在文檔“工程信息”中找到。

計算過程.

軸和毂的成形鍵聯接計算的工作簿可以分成兩個範圍。一個普通的輸入數據和結果的範圍 (段落 [1, 10, 11])和一個僅對給出類型的鍵聯接單獨的相關計算（章A,B,C,D）。兩個類型的任務可以用計算解決：

• 預先設計，計算和檢查選擇鍵聯接的類型。
• 給個別不同的鍵聯接類型的最佳解決方案選項設計一個鍵聯接。

當在那裏選擇一個合適的鍵聯接類型時也會被填入賬目，除了鍵聯接尺寸之外，他使用值，讀取時間和鍵聯接的生産，安裝和運行的的財務費用。 比較文檔“選擇軸和毂的類型”在選擇合適的鍵聯接類型是有幫助的。

典型的鍵聯接計算和設計由下面幾部分組成：

1. 輸入鍵聯接的功率參數（傳遞功率，速度）[1.2, 1.3].
2. 設置加載方式和運行參數（驅動類型，負載條件等）。 [1.5].
3. 選擇軸的材料[1.21]和毂的材料[1.26] 。
4. 定義鍵聯接的設計 [1.14]。
5. 爲鍵聯接的類型選擇定義鍵聯接的參數[2.1 / 4.1 / 6.1 / 8.1]。
6. 假設鍵的鍵聯接計算，選擇鍵的材料[2.6 / 4.6]。
7. 鍵聯接的設計尺寸[2.11 / 4.15 / 6.5 / 8.11]。這個自動設計功能[4.13 / 8.9]可以用于半圓鍵河岸漸開線花鍵的鍵聯接。
8. 設計鍵聯接的強度校核的結果審查 [3 / 4 / 5 / 7]。
9. 假設設計更多的鍵聯接類型，在段落[10]中，比較設計尺寸。
10. 用一個新的名字保存合適解決方案的工作簿。

普通輸入數據. [1]

在這段中，輸入基本輸入參數，表現負載的樣式，條件和數量的特色，鍵聯接的設計和軸和毂的材料。

1.1 計算單位.

在選擇列表中，選擇想要的計算單位系統。所有的值都可以在切換到其它單位後立即被重新計算。

警告: 假如用了自動設計功能[4.13, 8.9] 它必須在改變單位之後重新開始計算。

1.2 傳遞功率

輸入將要被軸傳遞的功率。

1.3 軸速度.

輸入軸的速度。

1.4 轉矩

傳遞功率和速度供給一個扭矩，它是設計一個鍵聯接的基本輸入值。

1.6 功率源。

選擇一個滿足輸入技術條件的驅動器的類型。

1. 均勻的: 電動機，蒸汽輪機，燃氣輪機
2. 輕度沖擊: 液壓馬達
3. 中等沖擊: 內燃機

1.7負荷條件

選擇一個滿足輸入技術條件的負荷條件。

1. 連續的: 發電機，傳送機（帶，平板，蝸杆），輕型升降機，齒輪的橫斷機床，通風機，蝸輪增壓器，常規密度材料混合機等。
2. 輕度沖擊: 發電機，齒輪泵，回轉泵等。
3. 間歇沖擊:機床的肢動，重型鏟車，起重機轉環，開采通風扇，可變密度的混合機，活塞泵等。
4. 重度沖擊:壓力機，剪切機，橡膠砑光機，軋鋼機，輪葉打洞機，重型離心機，重型給料泵，鑽頭連接，壓塊機，捏練機等

1.8 字符運算

選擇鍵聯接加載是否在一個旋轉方向或者軸的旋轉方向上在運行的過程中被改變。

1.9 啓動次數

選擇在預期鍵聯接的使用壽命中總的機器啓動次數。

警告:啓動次數以千爲單位。

1.10 鍵聯接的預期使用壽命

這個參數指出預期使用壽命，以小時算。在下面的表中給出。

提示:這個參數只和滑動鍵聯接相關（看[1.12]）.

1.12 鍵聯接設計

在這個選擇列表，選擇最適合你的技術條的須有的鍵聯接設計。

1. 固定連接: 在鍵聯接中沒有軸性的毂順著軸發生；這個軸的相互位置用一個適當的軸承或者裝配設計固定。
2. 沒有負載的滑動鍵聯接: 軸和毂的相互位置沒有被固定；毂的軸向沿著軸只發生在沒有負載鍵聯接的情況下。
3. 有負載的滑動鍵聯接:軸和毂的相互位置沒有被固定；毂的軸向沿著軸只發生在有負載鍵聯接的情況下。

1.13 中空軸的內部直徑

假設你在鍵聯接中用一個中空軸，在這裏輸入一個軸的內部直徑。這個參數在轉矩上影響州的負載尺寸和相當影響軸的最小直徑的決定 [1.20]。

1.14 預期的安全系數.

當作精度和輸入信息的可信性，重要的鍵聯接，生産質量和計算精確度。通常在1.5~3的範圍內選擇。

選擇安全系數的定位值：

• 1.3~1.5-非常精確的輸入信息，完成正確的材料知識，高質量和精確的生産工藝；可忽略的鍵聯接，沒有任何嚴重結果的原因的損傷。
• 1.5～1.8－沒有任何試驗檢查的低精度計算，較低精度的生産工藝；不重要的鍵聯接。
• 1.8～ 2.5－ 減少計算的精度，近似的材料特性測定，不精確的額外的負載的實際效應的知識；大尺寸的軸，非常重要的鍵聯接，可能危害人的生命的或者致使材料損耗的。

注釋: 在腐蝕的環境中或者高溫的環境中用高等級的鍵聯接安全系數工作。

提示: 測定安全系數普通的程序可以在文檔“安全系數”中找到。

1.15 軸的最小直徑

軸的最小直徑意味著實體軸的直徑不會被槽消弱（看插圖）。使用已設計好的對于鍵聯接的設計的初始化信息最小的軸尺寸。

注釋:假設通過來自外徑向力的附加彎曲加載的軸（e.g.齒輪）它推薦選擇一個在大約20%到30%的的最小軸直徑。

1.16 軸材料（最小抗張強度）[硬度]

在選擇列中，選擇用于軸生産的材料類型。材料的最小抗張強度[MPa/psi]和硬度在這段中給出。如果選擇列表右面的選擇框被選中，會自動的選擇必要的強度參數的材料。否則，在材料特性裏手工填入。允許的壓力值[1.19]被用來檢查鍵聯接的變形的接觸面。在剪切[1.20]中允許的張力被用來在扭矩上做軸的強度校核。

警告: 材料的強度參數是靠經驗決定的和表現在對于一組材料的最小值。雖然這些獲得值接近于用特殊材料的測量獲得值，它推薦最終計算使用依據材料頁和生産技術條件的值。

1.21 毂材料（最小抗張強度）[硬度]

在選擇列中，選擇用于毂生産的材料類型。材料的最小抗張強度[MPa/psi]和硬度在這段中給出。如果選擇列表右面的選擇框被選中，會自動的選擇必要的強度參數的材料。在剪切[1.24]中允許的張力被用來在扭矩上做軸的強度校核。

警告:材料的強度參數是靠經驗決定的和表現在對于一組材料的最小值。雖然這些獲得值接近于用特殊材料的測量獲得值，它推薦最終計算使用依據材料頁和生産技術條件的值。

1.27鍵聯接設計系數

這個系數表現在減少鍵聯接負載能力上的鍵聯接設計的結果。它依照下面表中的經驗值確定：

1.28 應用系數

這個系數表現在鍵聯接負載能力的減少上特性的作用和負載類型。它是根據以下表格中給出的經驗值來決定的：

1.29 疲勞壽命系數

這個系數表現運算符號的作用和想要的鍵聯接使用壽命（標准的啓動數量）在鍵聯接負載能力增加。它推薦根據依照下表中給出的經驗值：

1.30 磨損生命系數

這個系數表現爲通過鍵聯接的預期使用壽命點接觸的在鍵聯接負載能力增加的基礎上磨損的作用。它推薦根據依照下表中給出的經驗值：

注釋:這個系數只和滑動鍵聯接相關(見[1.12]).

A. 平面鍵的鍵聯接.

平面鍵的鍵聯接是適合傳遞扭矩的，主要是用于在同一個方向上的旋轉。這些鍵聯接通常被用作固定圓柱形軸和毂。這種類型很少適合滑動鍵聯接和錐形軸。典型的使用于離合器，鏈輪齒和滑輪。鍵的表面疆場被弄成圓形。

鍵聯接的好處：

• 生産成本低
• 鍵聯接容易安裝和拆卸
• 毂的中央軸承
• 與花鍵鍵聯接比較有比較低的槽口指標

鍵聯接的缺點：

• 比花鍵鍵聯接有更高的壓力，更低的鍵聯接負載能力。
• 在滑動鍵聯接情況下有更高的磨損
• 對于循環扭矩或多或少不可以用；在鍵槽變形後有松開的危險性。

鍵聯接的載荷能力可以通過增加2個鍵來增強。可是，這種導致一個軸的削弱和可能用到軸直徑的區域。

推薦對于平面鍵鍵聯接的軸承

鍵聯接參數，鍵的材料，尺寸設計. [2]

這段被用來選擇鍵聯接類型的給出的參數和鍵聯接的設計尺寸。

2.2 鍵類型

在選擇列表中，選擇鍵的類型（標准的）。類型A鍵的尺寸是通過標准[in]來定義的，其它類型鍵的尺寸是用[mm]來定義的。

2.3 鍵的數量

對于傳遞根高的扭矩，它可能在鍵聯接上用2個鍵。這個鍵一般安排在軸的對稱位置(在相對位置）。一個不對稱的排列經常用來傳遞循環力矩(在120°間隔）。

提示:雖然兩個鍵的鍵聯接的載荷能力理論上是兩倍，它實際上比較低導致生産的不精確性。在實踐中，通常比一個鍵的載荷能力增加了1.5倍。

2.4 負載分布系數

在兩個鍵的鍵聯接中，負載沒有正確規律的分布到兩個鍵上導致生産和安裝的不精確性。鍵聯接的軸承面實際載荷低于理論值。在鍵聯接的理論和真實軸承面負載之間的比率是通過負載的分配系數定義的。看作軸承的精度這個系數的尺寸是從0.6~0.8的範圍內給出。

提示: 對于生産和安裝的一般精度，它一般填入到計算是0.75的系數。

注釋: 假設只有一個鍵的鍵聯接，這個系數就等于1。

2.5 總的運行率

這個系數給出在鍵聯接的載荷能力上總的生産和運行參數的效果。它的尺寸依靠鍵聯接的類型，驅動和負載，運行條件和鍵聯接的運行率。對于看作提及的參數，專著給出的值是在1~40的範圍內。

對于更容易的系數選擇，這個應用程序擁有自動設計。如果輸入框右邊的選擇框被選中，這個系數將自動被選擇和基于在段[1]中鍵聯接定義的參數。對于一個固定的鍵聯接，運行系數用下面的公式計算：

對于一個滑動鍵聯接用下面的公式計算：

K_a - r應用系數

K_f - 疲勞壽命系數

K_d - 鍵聯接設計系數

K_w - 磨損壽命系數

系數的平均大小，見[1]。

2.6 鍵的材料(最小抗張強度）[硬度]

在選擇列中，選擇要生産鍵的材料類型。在括弧中給出材料的最小抗張強度[MPa/psi]和硬度。如果選擇列表右面的選擇框被選中，會自動的選擇必要的強度參數的材料。否則，允許的壓力值[2.9]被用來檢查鍵的變形。

警告:材料的強度參數是靠經驗決定的和表現在對于一組材料的最小值。雖然這些獲得值接近于用特殊材料的測量獲得值，它推薦最終計算使用依據材料頁和生産技術條件的值。

2.11 鍵聯接尺寸的設計

這段被用來設計鍵聯接尺寸。當設計鍵聯接時，首先要選擇想要的軸的直徑[2.14].對于輸入軸的直徑，相應的鍵的值依據各自的標准自動地被選擇。對于選擇鍵，程序會根據必要的安全傳遞的輸入扭矩自動計算。完全設計鍵聯接你可以在行[2.22]中選擇鍵的真實長度。

警告: 如果鍵的長度超出標准說明的範圍 [2.21]，設計應該被再次計算在軸直徑的範圍內。另外一個選項是在鍵聯接裏面使用2個鍵的。

提示: 當在行[2.22]中激活選擇框，鍵的長度將被自動設計。

2.12 對于直徑的鍵

這個參數給出在[2.2]中選擇的指定的鍵類型軸的標准指定長度。

2.13 最小的軸直徑

這個參數給出實心軸的最小直徑。不會被一個鍵槽削弱，它必須安全傳遞輸入的扭矩。

2.14軸直徑

選擇一個充分的軸直徑所以實心軸直徑 d₁不會被鍵槽削弱，這個大于最小需求的直徑d_1min.

警告: 軸的直徑可以被包含在指定的標准範圍內[2.12] 。

推薦: 假如軸容易受到額外力的負載(e.g.軸承）它推薦選擇一個大約比最小直徑d_1min大大約20%~30%的直徑。

2.20 最小的鍵長度

計算選擇的鍵的最小長度，它必須要能傳遞安全的輸入扭矩。

警告:假如最小長度導致一個比標准的指定長度上限更高的值[2.21]，它必須重複設計更大的直徑的軸；另外一個選項是在鍵聯接裏面使用2個鍵的。

2.21 鍵長度的允許範圍

這個標准指定了允許選擇鍵的最大最小值。

2.22 選擇鍵的長度

在標准指定範圍 [2.21] 內選擇鍵的長度。當決定長度的時候，記住，選擇的鍵的長度會影響毂的長度。推薦毂的長度可以在文檔“毂的尺寸選擇向導”中找到。

提示: 當行[2.22]中的選擇框被激活的時候，鍵的長度將被自動設計。

鍵聯接的強度校核. [3]

假設鍵的鍵聯接，這裏通常執行兩種類型的強度校核。一個是對于扭矩的軸的負載檢查，一個是鍵聯接的接觸面變形的檢查。對于鍵負載剪切的檢查一般是不會執行的。標准的鍵是有尺寸的所以需要減産變形是否合適。同樣對于剪應力檢查的需求是否合適。

3.1 對于軸轉矩的檢查

對于一個實體軸的直徑d₁ [2.18]的檢查被執行，不會通過鍵槽削弱。這個鍵聯接的安全結果通過軸材料的允許剪應力和計算的相對應力的比例給出。如果鍵聯接是足夠的，適當的安全必須比需求的[1.19]高。

提示: 假設檢查的結果是不夠的，一個更大軸直徑的鍵聯接新的設計必須要被執行。

3.5, 3.9, 3.13 對于接觸面變形的檢查

對于變形的檢查在鍵聯接的每一部分被獨立的執行。單個的安全等級[3.8, 3.12, 3.16] 通過各自的材料允許的壓力到鍵聯接實際部分的比例被給出。假設鍵聯接是足夠的，最低的安全值將高于需求的安全值 [1.19]。

提示: 假設檢查的結果不是足夠的，更多或者更長的鍵或者更大直徑的軸的一個新的設計必須被重新執行。

B. Couplings with Woodruff's keys半圓形鍵的鍵聯接.

半圓（圓形）鍵的鍵聯接是適用于傳遞較少的扭矩，較小直徑的軸和同一方向的扭矩。這些鍵聯接被用來固定圓柱行或者錐形的軸和短的毂，這種類型通常不用于滑動鍵聯接。

鍵聯接的好處：

• 比較低的生産費用
• 鍵聯接容易安裝和拆卸
• 毂的中心軸承
• 適合軸的錐形末端

鍵聯接的缺點：

• 比花鍵鍵聯接更高的壓力，更低的鍵聯接的載荷能力
• 不適合滑動鍵聯接
• 由于花鍵比平面鍵的軸更弱化
• 不適合循環扭矩；在槽變形後的鍵聯接形成的是圓形的。

鍵聯接的載荷能力可以用兩個鍵增強。可是，這種導致一個軸的削弱和可能用到軸直徑的區域。

推薦對于半圓鍵鍵聯接的軸承

鍵聯接的參數，鍵材料，尺寸設計. [4]

這段可以用來鍵聯接的給出的類型的選擇和對于鍵聯接的尺寸的設計。

4.2 鍵的類型

在選擇列表中，選擇一個鍵(標准)的類型。鍵的尺寸是對于類型 A, B, E, F v [in]的定義。假設另外的類型，尺寸是用[mm]定義的。在兩種基本設計的鍵是被拉長的（見插圖）

1. 完全導角的設計
2. 平面設計

兩種類型可以更遠的設計成斜面的頂端。

4.3 鍵的數量

對于傳遞更高的扭矩，它可以在鍵聯接中用兩個鍵。這個鍵一般安排在軸的對稱位置(在相對位置）。一個不對稱的排列經常用來傳遞循環力矩(在120°間隔）。

提示:雖然兩個鍵的鍵聯接的載荷能力理論上是兩倍，它實際上比較低導致生産的不精確性。在實踐中，通常比一個鍵的載荷能力增加了1.5倍 。

4.4 負載分布系數

在兩個鍵的鍵聯接中，負載沒有正確規律的分布到兩個鍵上導致生産和安裝的不精確性。鍵聯接的軸承面實際載荷低于理論值。在鍵聯接的理論和真實軸承面負載之間的比率是通過負載的分配系數定義的。看作軸承的精度這個系數的尺寸是從0.6~0.8的範圍內給出。

提示: 對于生産和安裝的一般精度，它一般填入到計算是0.75的系數。

注釋: 假設只有一個鍵的鍵聯接，這個系數就等于1。

4.5 總的運行率

這個系數給出在鍵聯接的載荷能力上總的生産和運行參數的效果。它的尺寸依靠鍵聯接的類型，驅動和負載，運行條件和鍵聯接的運行率。對于看作提及的參數，專著給出的值是在1~40的範圍內。

對于更容易的系數選擇，這個應用程序擁有自動設計。如果輸入框右邊的選擇框被選中，這個系數將自動被選擇和基于在段[1]中鍵聯接定義的參數。對于一個固定的鍵聯接，運行系數用下面的公式計算：

對于一個滑動鍵聯接用下面的公式計算：

K_a - 應用系數

K_f - 疲勞壽命系數

K_d -鍵聯接設計系數

K_w - 磨損壽命系數

系數的平均大小，見[1]。

4.6 鍵的材料(最小抗張強度）[硬度]

在選擇列中，選擇要生産鍵的材料類型。在括弧中給出材料的最小抗張強度[MPa/psi]和硬度。如果選擇列表右面的選擇框被選中，會自動的選擇必要的強度參數的材料。否則，允許的壓力值[4.9]被用來檢查鍵的變形。

警告:材料的強度參數是靠經驗決定的和表現在對于一組材料的最小值。雖然這些獲得值接近于用特殊材料的測量獲得值，它推薦最終計算使用依據材料頁和生産技術條件的值。

4.11 鍵聯接尺寸的自動設計

自動設計爲鍵的軸的選擇類型[4.2]和附加計算最小的足夠的長度選擇合適的鍵。這個設計計算是通過按行[4.13]中的按鈕開始的。在計算完成後，設計方案的表格[4.14]被填滿和排序和值被自動傳到段[4.15]中去了。這個表格依據在行[4.12]中的准則排序和可以選擇另外一個准則重新排序。

如果設計計算沒有成功和合適的解決方案沒有找到，這種情況通過警告信息指出和解決方案的表格被刪除。這樣的情況用更多鍵的鍵聯接和更高質量的材料重新設計。

提示: 假設超過20種鍵是適合的，這個設計的結果可以選擇更小直徑的軸。

警告: 自動設計的結果只和真實輸入的技術條件相關。如果在段[1, 4.1, 4.6]中改變，它必須重新計算結果。

4.14 設計方案的表格

表格參數的含義

4.15 鍵聯接尺寸

這段被用來確定鍵聯接的尺寸。這個尺寸通常被選擇或者設計方案的值被通過表格[4.14]的解決方案傳送。如果值是手工輸入的，首先選擇想要的軸直徑[4.18]。輸入軸直徑之後，鍵的列表[4.19]依照各自的標准賦值給直徑，它自動被填入。通過選擇合適的鍵完成鍵聯接的設計。

4.16 對于直徑的鍵。

這個參數指定了對于在[4.2]中選擇的鍵類型給出標准的軸的直徑。

4.17最小軸直徑

這個參數給出了最小的不會被鍵槽削弱的實體軸直徑，它必須安全的傳遞輸入扭矩。

4.18 軸直徑

選擇一個充分的軸直徑所以實心軸直徑 d₁不會被鍵槽削弱，這個大于最小需求的直徑d_1min.當輸入軸直徑之後，一個鍵的列表[4.19]賦值到依據各自的標准自動填入的給出直徑。

警告: 軸的直徑可以被包含在指定的標准範圍內[4.16]

推薦: 假如軸容易受到額外力的負載(e.g.軸承）它推薦選擇一個大約比最小直徑d_1min大大約20%~30%的直徑。

4.19 Key.鍵

在選擇列表中，選擇一個合適的鍵。這個列表包含了所有已經依據各自的標准選擇軸[4.18]的鍵。在列表中鍵的標記I已經通過選擇標准類型的鍵給出。對于個別的鍵的類型約定的標記在下面的表格中列出：

b - 鍵的寬度

h - 鍵的高度

D - 鍵的直徑

鍵聯接的強度校核. [5]

假設鍵的鍵聯接，這裏通常執行兩種類型的強度校核。一個是對于扭矩的軸的負載檢查，一個是鍵聯接的接觸面變形的檢查。對于鍵負載剪切的檢查一般是不會執行的。標准的鍵是有尺寸的所以需要減産變形是否合適。同樣對于剪應力檢查的需求是否合適。

5.1 對于軸轉矩的檢查

對于一個實體軸的直徑d₁ [4.22]的檢查被執行，不會通過鍵槽削弱。這個鍵聯接[5.4] 的安全結果通過軸材料的允許剪應力和計算的相對應力的比例給出。如果鍵聯接是足夠的，適當的安全必須比需求的[1.19]高。

提示: 假設檢查的結果不是足夠的，更多或者更長的鍵或者更大直徑的軸的一個新的設計必須被重新執行。

5.5, 5.9, 5.13 對于接觸面變形的檢查

對于變形的檢查在鍵聯接的每一部分被獨立的執行。單個的安全等級[5.8, 5.12, 5.16] 通過各自的材料允許的壓力到鍵聯接實際部分的比例被給出。假設鍵聯接是足夠的，最低的安全值將高于需求的安全值 [1.19]。

提示: 假設檢查的結果不是足夠的，更多或者更長的鍵或者更大直徑的軸的一個新的設計必須被重新執行。

C. 直邊花鍵的鍵聯接.

直邊花鍵鍵聯接是適用于傳遞大的，循環的和沖擊的扭矩。這些鍵聯接表現在實際的大多數花鍵的普通類型(大約80%).這種類型是用于固定滑動軸和毂的鍵聯接。這些齒輪通常在變速箱中用在滑動齒輪上的。

鍵聯接的優點：

• 比帶鍵的鍵聯接更低的壓力，更高的鍵聯接負載能力
• 滑動鍵聯接更小的削弱
• 適合循環扭矩
• 鍵聯接便于安裝和拆卸

鍵聯接的缺點：

• 比用鍵的鍵聯接更高的生産成本
• 比用鍵的鍵聯接更高的有效應力集中系數

定中心的方法是依據理論的和運行需求的和精度需求來定的。定中心可能是在直徑內部(很少用到）或者在齒的符合規定位置。在直徑上定中心是用來有一個更高精度的軸承。在旁邊的鍵聯接中心顯示更高的負載能力和適用于可變扭矩和沖擊的負載。

對于直邊花鍵推薦（定位）的軸承

d - 花鍵內徑
D - 花鍵外徑
b - 齒寬

鍵聯接參數尺寸設計. [6]

這段可以用來鍵聯接的給出的類型的選擇和對于鍵聯接的尺寸的設計。

6.2 花鍵類型

在選擇列表中選擇一個花鍵的標准類型。花鍵的尺寸是對于類型 A, B, C 用[in]定義的。如果是其它類型，尺寸用[mm]定義。

花鍵的推薦用途：

6.3 負載分配系數

由于生産和安裝的不精確性，負載不會均勻地分布到花鍵的每一個齒上。鍵聯接的軸承面實際載荷低于理論值。在鍵聯接的理論和真實軸承面負載之間的比率是通過負載的分配系數定義的。看作軸承的精度這個系數的尺寸是從0.6~0.8的範圍內給出。

提示: 對于生産和安裝的一般精度，它一般填入到計算是0.75的系數。

6.4 總的運行率

這個系數給出在鍵聯接的載荷能力上總的生産和運行參數的效果。它的尺寸依靠鍵聯接的類型，驅動和負載，運行條件和鍵聯接的運行率。對于看作提及的參數，專著給出的值是在1~40的範圍內。

對于更容易的系數選擇，這個應用程序擁有自動設計。如果輸入框右邊的選擇框被選中，這個系數將自動被選擇和基于在段[1]中鍵聯接定義的參數。對于一個固定的鍵聯接，運行系數用下面的公式計算：

對于滑動鍵聯接，用下面的公司：

K_a - 應用系數

K_f - 疲勞壽命系數

K_d - 鍵聯接設計系數

K_w - r磨損壽命系數

系數的平均大小，見[1]。

6.5 鍵聯接尺寸設計

這段被用來設計鍵聯接的尺寸。當設計一個鍵聯接的時候,首先選擇花鍵的尺寸[6.8].對于選擇的花鍵，程序計算它的最小功能長度 [6.14]，它必須傳送輸入的扭矩。通過在行 [6.15]中選擇實際的花鍵長度來完成鍵聯接的設計。

推薦: 在任何情況下，毂的長度不能比兩倍的花鍵內徑長度長。這種情況要是花鍵的功能長度結果比較長，用更多的槽和更大的直徑重新設計。

提示: 當行[6.15]的選擇框是激活的，那麽花鍵長度將被自動設計。

6.6 對于直徑的花鍵

這個參數給出了選擇的花鍵等級的外徑範圍。

6.7 最小軸直徑

這個參數給出了實體軸的最小直徑，不被花鍵削弱，它需要安全傳送輸入的扭矩。

6.8 花鍵

在選擇列表中，選擇合適尺寸的花鍵。選擇花鍵要花鍵的內徑d大于最小直徑 d_min.花鍵的尺寸在下面的“輸出尺寸”－“指定標記”中給出。對于單個花鍵的類型的標記約定在下面的表格中給出：

n - 槽的數量

d - 花鍵內徑

D - 花鍵外徑

推薦: 假如軸容易受到額外力的負載(e.g.軸承）它推薦選擇一個大約比最小直徑d_1min大大約20%~30%的直徑。

6.14 花鍵的最小功能長度

這段給出了選擇花鍵的最小功能長度，它需要安全傳送輸入的扭矩。

6.15選擇花鍵長度

選擇花鍵的長度比計算的最小長度更長[6.14]。當決定了長度的時候，緊記選擇花鍵長度是同時最小允許的毂的長度。毂的推薦長度可以在文檔“毂的尺寸選擇向導”中找到。

推薦: 在任何情況下，毂的長度不能比兩倍的花鍵內徑長度長。這種情況要是花鍵的功能長度結果比較長，用更多的槽和更大的直徑重新設計。

提示: 當行[6.15]中的選擇框被激活的時候，鍵的長度將被自動設計。

鍵聯接的強度校核[7]

假設花鍵鍵聯接，只有兩種強度校核被執行。一個是對于扭矩的軸的負載檢查，一個是鍵聯接的接觸面變形的檢查。

7.1 對于扭轉的軸的檢查

對于一個實體軸的直徑d [6.10]的檢查被執行，不會通過鍵槽削弱。這個鍵聯接[7.4] 的安全結果通過軸材料的允許剪應力和計算的相對應力的比例給出。如果鍵聯接是足夠的，適當的安全必須比需求的[1.19]高。

注釋: 假設檢查的結果是不夠的，一個更大軸直徑的鍵聯接新的設計必須要被執行。

7.5 槽側變形的檢查

對于變形的檢查是通過最低質量的材料許可應力在邊上的壓力執行的。如果鍵聯接是足夠的，計算安全必須是高于需求的[1.19].

注釋: 假設檢查的結果是不夠的，一個更長的，多個槽或者一個更大花鍵直徑的新設計必須被執行。

D. 漸開線花鍵的鍵聯接

漸開線花鍵的鍵聯接是適用于傳遞大的，循環的和沖擊的扭矩。這種類型是用于固定滑動軸和毂的鍵聯接。使用在更小的直邊花鍵上。

鍵聯接一般的優點：

• 比用鍵的鍵聯接更低的壓力，更高的鍵聯接負載能力
• 比滑動鍵聯接更低的磨損
• 也適合于循環扭矩
• 鍵聯接容易安裝和拆卸

與直邊花鍵比的優點：

• 更高的齒數（更低的壓力，更高的鍵聯接負載能力，沿圓周方向更均勻的力分布，軸上的毂精密調整的選項）
• 軸更低的磨損，更低的有效應力集中系數
• 用齒輪銑刀經濟地批量生産
• 如同精確齒輪一樣高的生産精度

鍵聯接的缺點：

• 比鍵的鍵聯接更高的生産成本
• 比鍵的鍵聯接更高的有效應力集中系數
• 難于執行鍵聯接的定向和垂直度
• 齒側的不平行度導致在鍵聯接上額外的應力；這些力設法打開毂

這個花鍵的輪廓是在橫截面上以漸開線齧合成形的，輪廓的基礎角是30°, 37.5° 或者 45°。它是居中的外徑或者齒側。對准直徑是更精確，實際上對准邊上是更經濟更頻繁。這個槽的底部可以是平的或者圓的。

對于漸開線花鍵推薦（定位）的軸承

D_o -外部花鍵的外徑
t - 齒寬

鍵聯接參數，尺寸設計 [8].

這段可以用來給出鍵聯接類型的參數選項和去設計鍵聯接設計尺寸。花鍵的各個尺寸的標記在各種標准中是不同，計算依照ANSI B92.1和西面表格給出的標記來使用標記和不同的標記在下面的表格中給出：

8.2 花鍵類型

在選擇列表中，選則一個花鍵的標准和類型。花鍵的尺寸對于通過在[in]中的標准類型A到E被定義，假設其它類型的尺寸以[mm]定義。花鍵單獨的類型在列表中描述如下“花鍵標准”－“輪廓角度”，“花鍵設計”，“定中心方法”。

8.3 負載分布系數

由于生産和安裝的不精確性，負載不會均勻地分布到花鍵的每一個齒上。鍵聯接的軸承面實際載荷低于理論值。在鍵聯接的理論和真實軸承面負載之間的比率是通過負載的分配系數定義的。看作軸承的精度這個系數的尺寸是從0.4~0.8的範圍內給出。

對于負載分配系數的選項的推薦值：

8.4 總的運行率

這個系數給出在鍵聯接的載荷能力上總的生産和運行參數的效果。它的尺寸依靠鍵聯接的類型，驅動和負載，運行條件和鍵聯接的運行率。對于看作提及的參數，專著給出的值是在1~40的範圍內。

對于更容易的系數選擇，這個應用程序擁有自動設計。如果輸入框右邊的選擇框被選中，這個系數將自動被選擇和基于在段[1]中鍵聯接定義的參數。對于一個固定的鍵聯接，運行系數用下面的公式計算：

對于一個滑動鍵聯接用下面的公式計算：

K_f - fatigue-life factor疲勞壽命系數

K_f - fatigue-life factor疲勞壽命系數

K_d - coupling design factor鍵聯接設計系數

K_w - wear life factor磨損壽命系數

系數的平均大小，見[1]。

8.5 鍵聯接尺寸的自動設計

對于最小直徑的軸的需求的花鍵的類型和等級選擇自動設計選擇了20個最好的解決方案。這個花鍵長度的選擇關系到推薦的毂的尺寸。這個設計解決了所有在毂的長度導致更長的雙倍的花鍵外徑。

這個設計計算是通過按行[8.9]中的按鈕開始的。在計算完成後，設計方案的表格[8.10]被填滿和排序和值被自動傳到段[8.11]中去了。這個表格依據在行[8.7]中的准則排序和可以選擇另外一個准則重新排序。

如果設計計算沒有成功和合適的解決方案沒有找到，這種情況通過警告信息指出和解決方案的表格被刪除。這樣的情況用更多鍵的鍵聯接和更高質量的材料重新設計。

注釋: 假設超過20種鍵是適合的，那麽設計結果選擇更小直徑的軸。

警告: 自動設計的結果只和真實輸入的技術條件相關。如果在段[1,8.1]中改變，它必須重新計算結果。

8.6 設計的過濾器

在列表中，依照選擇的一個合適的解決方案的自動設計選擇一個數據輸入範圍（花鍵尺寸）使用。

注釋:假如花鍵的類型是A到E，選項“可選系列”沒有意義和設計沒有完全的尺寸系列。

8.8 毂的最大長度

當選擇框激活的時候，設計可以消去毂的長度導致更高的輸入值 L_max的解決方案。

8.10 設計方案表格

在表格中參數的含義：

8.11 鍵聯接尺寸

這段是用于確定鍵聯接尺寸的。這個尺寸可以手工選擇或者設計好的解決方案的值使用一個選擇自表格[8.10]傳遞的。當手工輸入值的時候首先選擇一個合適的花鍵的尺寸[8.13]。

對于選擇花鍵，程序計算他的最小功能長度[8.21]，它必須可以安全地傳遞輸入的扭矩。通過在行[8.22]選擇花鍵的實際長度的選擇完成鍵聯接的設計。

推薦: 在任何情況下，毂的長度不能比兩倍的花鍵內徑長度長。這種情況要是花鍵的功能長度結果比較長，用更多的槽和更大的直徑重新設計。

提示：當行[8.22]中的選擇框被激活的時候，鍵的長度將被自動設計。

8.12 最小軸尺寸

這個參數給出實心軸的最小直徑。不會被一個鍵槽削弱，它必須安全傳遞輸入的扭矩。

8.13 花鍵

在選擇列表中，選擇合適尺寸的花鍵。選擇花鍵要花鍵的內徑d大于最小直徑 d_min.花鍵的尺寸在下面的“輸出尺寸”－“模數/節距”x"齒數"中給出。首選的花鍵尺寸在列表中用符號“*”標記。

推薦: 假如軸容易受到額外力的負載(e.g.軸承）它推薦選擇一個大約比最小直徑d_1min大大約20%~30%的直徑。

8.21 花鍵的最小功能長度

這段給出了選擇花鍵的最小功能長度，它需要安全傳送輸入的扭矩。

8.22 選擇花鍵長度

選擇花鍵的長度比計算的最小長度更長[8.21]。當決定了長度的時候，緊記選擇花鍵長度是同時最小允許的毂的長度。毂的推薦長度可以在文檔“毂的尺寸選擇向導”中找到。

推薦: 在任何情況下，毂的長度不能比兩倍的花鍵內徑長度長。這種情況要是花鍵的功能長度結果比較長，用更多的槽和更大的直徑重新設計。

提示:當行[8.22]中的選擇框被激活的時候，鍵的長度將被自動設計。

鍵聯接的強度校核 [9]

假設花鍵鍵聯接，只有兩種強度校核被執行。一個是對于扭矩的軸的負載檢查，一個是鍵聯接的接觸面變形的檢查。

9.1 對于軸轉矩的檢查

對于一個實體軸的直徑 D_re [8.17]的檢查被執行，不會通過鍵槽削弱。這個鍵聯接[9.4] 的安全結果通過軸材料的允許剪應力和計算的相對應力的比例給出。如果鍵聯接是足夠的，適當的安全必須比需求的[1.19]高。

注釋: 假設檢查的結果是不夠的，一個更大軸直徑的鍵聯接新的設計必須要被執行。

9.5 槽側變形的檢查

對于變形的檢查是通過最低質量的材料許可應力在邊上的壓力執行的。如果鍵聯接是足夠的，計算安全必須是高于需求的[1.19].

注釋: 假設檢查的結果是不夠的，一個更長的，多個槽或者一個更大花鍵直徑的新設計必須被執行。

比較的表格[10].

這段可以用來做一個快速度的軸和毂鍵聯接預計的解決方案的對比。僅基本的尺寸對于單個聯接的類型在這裏給出。聯接的全部尺寸可以在各自的獨立的計算章節中找到。

注釋：安全值在這裏給出，對于給出類型的鍵聯接執行強度校核的最小安全值。

圖形輸出，CAD系統.

在2D和3D圖形輸出的選項上的信息和2D和3D系統的協作信息可以在“圖形輸出，CAD系統”中找到。

設置計算，改變語言

計算參數的設置和語言的設置信息可以在文檔“設置計算，改變語言”中找到。

工作簿修改（計算）

關于如何去修改和擴充工作簿的總的信息在文檔“工作簿（計算）修改”中被提到。