3 . Расчет шс

У стандартных шпонок размеры b и h зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия.

При перенапряжении соединения (σ_см>[σ_см]) возможна установка двух шпонок меньшего сечения под углом 180°.

Размеры шпонок и допуски на них стандартизованы. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут по справочнику и определяют ℓ . Расчетную длину ℓ шпонки округляют до стандартного размера, согласуясь с размером ступицы. Длину ступицы назначают на 5... 10 мм больше длины шпонки. Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы ℓ _ст > 1,5d, то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение или соединение с натягом.

4. Материал шпонок и допускаемые напряжения

С тандартные шпонки изготовляют из цельнотянутых стальных прутков - углеродистой или легированной стали с пределом прочности σ_в 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 [σ_см] = 80... 150 МПа;

- при посадках с натягом [σ_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 [σ_см] = 20...30 МПа.

5. Посадки для шс

Шпоноч­ные пазы на всех валах выполняют дисковыми (рис,, 1) или торцовыми (рис., 4) фрезами. В ступицах деталей шпоночные пазы можно получить как на фрезерных, так и на долбежных станках. Размеры пазов определяют расчетным путем с учетом требований стандарта.

При передаче момента шпоночным соединением посадки для колес можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач):

цилиндрических прямозубых цилиндрических косозубых и червячных конических коробок передач

Н7/р6 (H7/r6) H7/г6 (H7/s6) H7/з6 (H7/t6) H7/k6 (H7/m6)

Для корпусов, не имеющих плоскости разъема по осям валов (например, корпуса коробок передач), выбор посадок колес обусловлен технологией сборки. Сборку производят внутри корпуса в стесненных условиях. Поэтому для колес коробок передач применяют переходные посадки.

ЗУБЧАТЫЕ (ШЛИЦЕВЫЕ) СОЕДИНЕНИЯ (зс)

з с представляет собой многошпоночное соединение, в котором шпонка выполнена заодно с валом и расположена параллельно его оси. зс, как и ШС, используются для передачи крутящего момента, а также в конструкциях, требующих перемещения деталей вдоль оси вала, например в коробках скоростей. зс являются основным видом соединений подвижных вдоль вала, а также неподвижных зубчатых колес коробок передач.

В последние годы, в связи с общим повышением напряжений в деталях машин, зс получили самое широкое распространение взамен шпонок. Этому способствует оснащение промышленности специальным оборудованием - шлицефрезерными и протяжными станками.

Достоинства ЗС (по сранению с ШС): Недостатки ЗС:

1. имеют большую нагрузочную способность 1. Трудоёмкость изготовления.

(меньшие габариты)

2. лучшая центровка вала и колеса

3. меньше ослабляет вал.

4. меньше деталей в соединение.

2. КЛАССИФИКАЦИЯ ЗС

3.Расчет зс

Отказы шлицевых соединений обусловлены повреждением рабочих поверхностей:

1 . изнашиванием, 2. смятием, 3. заеданием.

3.1 Упрощенный расчет по обобщенному критерию

Смятие и износ рабочих поверхностей зубьев связаны с одним и тем же параметром – давлением σ_см.

Это позволяет рассматривать σ_см как обобщенный критерий расчета и на смятие, и на износ, если допускаемые значения [σ _см] назначать на основе опыта эксплуатации подобных конструкций. Такой расчет будем называть упрощенным расчетом по обобщенному критерию. В упрощенной расчетной модели (рис.) принято равномерное распределение нагрузки по длине зубьев. При этом получают

σ _см = 2T /(K₃zhd _срℓ) ≤ [σ _см],

Т - номинальный крутящий момент (наибольший из длительно действующих);

K₃=0,7...0,8-коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;

z - число зубьев;

h - рабочая высота зубьев;

для прямобочных зубьев h =0,5(D - d) - 2f, d _ср=0,5(D + d);

для эвольвентных зубьев h ≈ m, d _ср = zm ,

Тип соединения	Условия эксплуатации	[σ см], МПа
		≤ HB 350	≥ HRC 40
Неподвижное	тяжелые	35…50	40…70
	средние	60…100	100…140
	легкие	80…120	120…200
Подвижное без нагрузки (например, коробки скоростей)	тяжелые	15…20	20…35
	средние	20…30	30…60
	легкие	25…40	40…70
Подвижное под нагрузкой	тяжелые	-	3…10
	средние	-	5…15
	легкие	-	10…20

m - модуль зубьев

ℓ - рабочая длина зубьев;

d _ср - средний диаметр соединения.

[σ _см] - допускаемое напряжение смятия.

В табл. приведены значения [σ _см] для изделий общего машиностроения и подъемно-транспортных устройств, рассчитанных на длительный срок службы. В специальных отраслях машиностроения рекомендуют свои значения с учетом специфики эксплуатации (срок службы, режим нагрузки и пр.), качества изготовления, прочности материалов и др.

Например, в станкостроении рекомендуют более низкие значения:

[σ_см]=12...20 МПа для неподвижных соединений и [σ_см]=4...7 МПа для подвижных без нагрузки - здесь учитывают влияние соединений на точность станков; в авиации для соединений валов зубчатыми колесами рекомендуют более высокие значения [σ _см]=50...100 МПа - стремление получить легкие конструкции.

3.2.2 Расчет на износ.

Расчет на износ выполняют по условию

σ_см=2T /(zhd _срℓ) ≤[σ_см]_изн

а допускаемое напряжение по износу; [σ_см]_изн =[σ_см]_усл /(K _зK _прK _нK _дK _cK _ос)

Термическая обработка и средняя твердость поверхности
без обработки НВ 218	улучшение НВ 270	закалка			цементация или азотирование 60 HRC
		40 HRC	45 HRC	52 HRC
Наибольшее давление [σсм] усл, МПа
95	110	135	170	185	205

[σ_см]_усл - допускаемое условное давление при числе циклов N =10⁸;

К _н - коэфф переменности нагрузки;

К _c - коэффициент условий смазки подвижных соединений;

K _c = 0,7 - смазка без загрязнения,

К _c = 1 - средняя смазка,

K _c = 1,4 - смазка с загрязнением;

K_oc - коэффициент осевой подвижности в соединении;

K _ос = 1 - неподвижное,

К _oc = 1,25 - подвижное без нагрузки,

K _ос = 3 - подвижное под нагрузкой (например, в карданных передачах авто.).

Расчет на безопасную работу при неограниченно большом сроке службы выполняют по формуле

σ _см=2T /(zhd _срℓ) ≤[σ _см]_би

где [σ _см]_би - допускаемое давление на рабочих поверхностях зубьев по условию безызносной работы;

[σ _см] _би = 0,028 НВ - без термообработки зубьев; [σ_см]_би = 0,3 НRС - с закалкой;

[σ _см] _би = 0,032 НВ - с улучшением (НВ ≤ 350); [σ _см] _би = 0,4НRС - с цементацией.