§ 6.2. Материал шпонок и допускаемые напряжения

Стандартные шпонки изготовляют из чистотянутых сталь­ных прутков—углеродистой или легированной стали с пре­делом прочности а_ь не ниже 500 МПа. Значение допускаемых напряжений зависит от режима работы, прочности материала вала и втулки, типа посадки втулки на вал.

Для неподвижных соединений допускают:

при переходных посадках [а_см] = 80...150 МПа;

при посадках с натягом [а_см]= 110...200 МПа.

Меньше значения для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки.

В подвижных (в осевом направлении) соединениях допускаемые напряжения значительно снижают в целях предупреждения задира и ограничения износа.

При этом принимают [а_см] = 20...30 МПа.

§ 6.3. Оценка соединений призматическими шпонками и их применение

Призматические шпонки широко применяют во всех отрас­лях машиностроения. Простота конструкции и сравнительно низкая стоимость — главные достоинства этого вида соединений.

Отрицательные свойства: соединение ослабляет вал и ступи­цу шпоночными пазами; концентрация напряжений в зоне шпоночной канавки снижает сопротивление усталости вала; прочность соединения ниже прочности вала и ступицы, в осо­бенности при переходных посадках или посадках с зазором. Поэтому шпоночные соединения не рекомендуют для быстро­ходных динамически нагруженных валов. Технологическим недостатком призматических шпонок является трудность обес­печения их взаимозаменяемости, т. е. необходимость пригонки или подбора шпонки по пазу, что ограничивает их применение

в крупносерийном и массовом производстве. Пригонкой стре­мятся обеспечить устойчивое положение шпонки в пазах, так как перекос (выворачивание) шпонки значительно ослабляет соеди­нение. Сегментная шпонка с глубоким пазом в этом отношении обладает преимуществом перед простой призматической шпон­кой. Ее предпочитают применять при массовом производстве.

§ 6.4. Общие замечания по расчету шпоночных соединений

Все размеры шпонок и допуски на них стандартизованы. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала опре­деленные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры Ь и А берут по справочнику и определяют /. Расчетную длину шпонки округляют до стандартного размера, согласуясь с размером ступицы.

Полученные выше расчетные формулы не учитывают влия­ния сил трения, которые образуются в соединении при посадках с натягом. Эти силы трения частично разгружают шпонку и учитываются при выборе допускаемых напряжений (см. выше).

В тех случаях, когда одна шпонка не может передать заданного момента, устанавливают две или три шпонки. При этом следует учитывать, что постановка нескольких шпонок связана с технологическими затруднениями, а также ослабляет вал и ступицу. Поэтому многошпоночные соединения почти не применяют. Их заменяют зубчатыми соединениями.

§ 6.5. Зубчатые (шлицевые) соединения

Конструкция и классификация. Зубчатые соединения образу­ются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы (рис. 6.6). Размеры зубчатых соединений, а также допуски на них стандартизованы.

Зубья на валах получают фрезерованием, строганием или накатыванием. Зубья в отверстиях образуют протягиванием или долблением. Протягивание — высокопроизводительный спо­соб и широко применяется в массовом производстве. Для отделочных операций используют шлифование, дорнирование и др.

Стандартом предусмотрены три серии соединений: легкая, средняя и тяжелая; они отличаются высотой и числом зубьев.

Число зубьев изменяется от 6 до 20. У со­единений тяжелой серии зубья выше, а их число больше, что позволяет передавать большие нагрузки. По форме профиля различают зубья прямобочные, эвольвент- ные и треугольные. Последние мало рас­пространены и здесь не рассматриваются. Рис. 6.6

Соединения с прямобочными зубьями выполняют с цент­рированием по боковым граням (рис. 6.7, а), по наружному (рис. 6.7¹ в) или внутреннему (рис. 6.7,6) диаметрам. При выборе способа центрирования руководствуются следующим.

Центрирование по диаметрам D или d обеспечивает высокую соосность вала и ступицы по сравнению с центрированием по боковым граням.

Центрирование по боковым граням b обеспечивает более рав­номерное распределение нагрузки по зубьям. Его применяют при тяжелых условиях работы (ударные и реверсивные нагрузки и др.).

Диаметр центрирования (D или d) выбирают из технологичес­ких условий. Если твердость материала втулки позволяет об­работку протяжкой (<350 НВ), то рекомендуют центрирование по D. При этом центрирующие поверхности отверстия калибруют протяжкой, а центрирующую поверхность вала—шлифованием. При высокой твердости втулки рекомендуют центрирование по d. В этом случае центрирующие поверхности отверстия и вала можно обрабатывать шлифованием.

Рис. 6.8

Соединения с эвольвентными зубьями (рис. 6.S) предпоч­тительны при больших диа­метрах валов, когда для на­резания зубьев в отверстии и на валу могут быть исполь­зованы весьма совершенные технологические способы, при­меняемые для зубчатых колес. Для сравнительно малых и средних диаметров, преиму­щественно применяют соеди­нения с прямобочными зубьями,так как эвольвентные протяжки дороже прямобочных *. В соответствии с этим стандарты на зубчатые соединения предусматривают диаметры валов до 500 мм с эвольвентными зубьями и только до 125 мм с пря­мобочными.

Соединения с эвольвентными зубьями выполняют с цент­рированием по боковым граням (рис. 6.8, а) или наружному

диаметру вала (рис. 6.8, б). Наиболее распространен первый способ.

В отличие от зубчатых колес угол профиля эвольвентных зубьев соединения увеличен до 30°, а высота уменьшена до 0,9... 1 модуля. Эвольвснтные зубья меньше ослабляют вал вследствие радиусных галтелей у основания зубьев. Так же как и прямобочные, их можно применять в соединениях, подвижных вдоль оси вала.