ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

6.1. Шпоночные соединения

Рис. 6.2. Виды наиболее часто применяемых шпонок:

а — призматические с плоскими торцами; б — призматические с закругленнымиторцами ; в — сегментные; г — цилиндрические

Преимущества соединений призматическими шпонками: простотаконструкции и низкаястоимость .

Недостатки: вал и ступица ослаблены шпоночными пазами; в зоне шпоночного паза возникает концентрация напряжений, что снижает сопротивление усталости деталей соединений; трудно обеспечить их взаимозаменяемость, последнее вызывает необходимость ручной подгонки или подбора шпонки по пазу; надежность соединений при действии ударных, реверсивных и циклическихнагру зокневысока .

Шпонки общемашиностроительного назначения обычно изготовляют из углеродистых сталей 45 и 50. В соединениях, нагруженных крутильными ударами, применяют шпонки из легированных сталей, например из стали 40Х, с термической обработкой до твердости 35…45 HRC.

Ширину b и высоту h обыкновенных призматических шпонок (см . рис. 6.1, а и6.2, а, б) выбирают поГОСТ 23360–78 в зависимости от посадочного диаметра d соединения. Концы шпонок могут быть плоскими (см. рис. 6.2, а) или скругленными (см. рис. 6.2, б); шпонки со скругленными концамиприменяют чаще.

115

Глубина врезания шпонки в ступицу k 0,43h при d 40 мм и k 0,47h при d 40 мм. В приближенных расчетах принимают глубину паза для шпонки в валу t1 0,6h, в ступице k 0,4h (см. рис. 6.1, а). Обычно призматические шпонки вставляют в паз вала с натягом без дополнительного крепления, а в паз ступицы — с небольшимзазором.

Наиболее просто осевое фиксирование шпонки на валу можно осуществить с помощью глухого паза, выполненного концевой

Рис. 6.3. Шпоночные пазы в валу, изготовленные концевой (а) и дисковой( б) фрезами

достигаются более высокая точность выполнения размера b шпоночного паза и меньшая концентрация напряжений, однако осевая фиксация шпонки менее надежна. Пазы в ступице выполняют долблением (строганием) или протягиванием одношлицевой протяжкой.

Действующий на соединение вращающий момент Т вызывает напряжения среза ср в шпонке по сечению А–А (рис. 6.4) и напряжения смятия см на боковых гранях шпонки и пазов ступицы и вала. При стандартизации размеры поперечного сечения шпонок (b и h), а также глубину врезания шпонок в ступицу и в вал принимают таким образом, чтобы несущую способность соединения определялинапряжения смятия на боковых граняхшпонки.

116

6.1. Шпоночные соединения

Рис. 6.4. Расчетные схемы соединений с призматической (а) и цилиндрическимиб)( шпонками

Для упрощения расчетов считают, что напряжения смятия (давление ) см распределены равномерно по площади контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов (рис. 6.4, а), а плечо равнодействующей этих напряжений равно 0,5d( d— диаметр вала). Давлением на рабочих поверхностях шпонок и пазов, возникающим при посадке шпонок в паз вала с натягом, пренебрегают. При этих упрощениях напряжения смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице, насаженной на вал детали, находятпо формуле

lр — рабочая длина шпонки (см. рис. 6.2), мм; k— глубинаврезания шпонки в ступицу, мм; [ ]см т S — допускаемые напряжения

117

смятия для менее прочного материала шпонки, вала или ступицы, МПа ( т — пределтекучести , МПа; S — коэффициентзапаса ).

масштабахпроизводства.

Для сегментных шпонок пазы на валах обрабатывают дисковыми фрезами, калиброванными по ширине b, с точностью и производительностью более высокими, чем для призматических шпонок. Шпонки изготовляют из чистотянутых сегментных профилей. Паз в ступице получают так же, как в соединениях с призматическими шпонками, — долблением (строганием) или протягиванием одношлицевой протяжкой.

Преимуществами соединений с сегментными шпонками являются: простота конструкции, взаимозаменяемость и технологичность (вследствие высокой точности изготовления не требуется

ручной подгонки или подбора шпонки по пазу), исключение ее перекоса (выворачивания) благодаря устойчивому положению шпонки в глубокомпазу вала .

Недостатки: ослабление вала вследствие наличия глубокой канавки под шпонку на валу; ограничение нагрузочной способностисоединения вследствие малой длинышпонок.

Сегментные шпонки характеризуются двумя основными параметрами (см. рис. 6.1, би6.2, в):шириной b и диаметром D заготовки. Притом же посадочном диаметре d соединения ширину b и глубину k врезания в ступицу выбирают так же, как для призматических шпоночных соединений. Высота шпонки h 0,4D, длина

l D, расчетная длина lр l.

Соединения с сегментными шпонками рассчитывают так же, как соединения с призматическими шпонками, т. е. по напряжениямсмятия (см. формулы (6.1) и(6.2)).

118

Цилиндрические шпонки. Цилиндрические шпонки( штифты) по ГОСТ 3128–70 и ГОСТ 12207–79 применяют при свободномдосту пе к торцу соединения (см. рис. 6.1, ги6.2, г)Отверстия.

под эти шпонки параллельны оси вала; их обрабатывают после сборки вала и ступицы (половина отверстия сверлится на валу, половина — в ступице), обеспечивая посадку шпонки в отверстие с натягом. В первом приближении принимают диаметр шпонки dш (0,13 0,16)d, расчетную длину lр (3 4)dш , где d— диа-

метрвала (посадочныйд иаметрсоединения ).

Установка нескольких шпонок в одном соединении повышает несущую способность соединения практически пропорционально числу установленных шпонок благодаря тому, что совместная обработка отверстий для шпонок на валу и в ступице обеспечивает равномерное распределение нагрузки между шпонками. Необходимое число шпонок zш определяют из условия прочности рабочих поверхностей на смятие. Действующие напряжения смятия на цилиндрической поверхности шпонок диаметром dш (рис. 6.4, б) определяют с учетомнеравномерности распределения напряжений смятия (серэп)овиднаяюра[21, 31] .

При нагружении соединения вращающим моментом Т число цилиндрических шпонок zш, необходимых для передачи этого моментасоединением , определяютпо формуле

шпонокзначение [ ]см можно увеличить на 25…30 % по сравнению

с допускаемыми напряжениями смятия для призматических шпонок.

6.2. Шлицевые (зубчатые)соединения

Общие сведения. Шлицевые соединения (рис. 6.5) валов со ступицами различных деталей, таких как зубчатые колеса, шкивы, диски фрикционных муфт и т. п., применяют для передачи вращающего момента. В этом соединении на валу изготовляют выступы (зубья, шлицы),входящие во впадины (шлицы)ступицы .

119

Рис. 6.5. Шлицевое соединениеа)( и его деталиб):(

1 — валшлицевой (зубчатый); 2 — ступицасо шлица ми (зубьями)

Преимущества шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: высокая несущая способность благодаря значительно большей суммарной рабочей поверхности зубьев — шлицев; высокое сопротивление усталости вала вследствие незначительной концентрации напряжений; возможность применения высокоточных и высокопроизводительных методов обработки шлицев в сту-

пицах (протягиванием) и зубьев на валах (фрезерованием червячными фрезами, шлифованием, как при нарезании зубьев зубчатых колес), что позволяет получить высокую точность центрирования взаимозаменяемость деталей шлицевых соединений.

Недостаток заключается в высокой стоимости соединений вследствие сложности технологического оборудования (зубофрезерные, протяжные и шлифовальные станки). Кроме того, следует отметить, что высокопроизводительные современные способы изготовления шлицевых соединений экономически целесообразны лишьприкрупносерийном производстве .

Различают следующие шлицевые соединения: неподвижные в осевом направлении для жесткого соединения валов с зубчатыми колесами, шкивами и другими деталями и подвижные соединения с возможностью относительного взаимного перемещения деталей вдоль оси соединения (вала) под нагрузкой или без нее. Примерами соединений, подвижных под нагрузкой, являются шлицевые соединения сверлильных шпинделей, карданных валов автомобилей и др. Без нагрузки перемещаются по шлицам валов передвижные зубчатые колеса в коробках перемены передач, нагрузку они передаютпри фиксированном положении.

Шлицевые (зубчатые) соединения стандартизованы. При данном диаметре соединения стандарты устанавливают число и размерышлицев (зубьев),а такжедопуски на ихразмеры .

120

По форме боковых рабочих поверхностей зубьев шлицевых соединений различают три основных типа соединений: прямобочные, эвольвентные и треугольные.

В настоящее время наиболее распространены прямобочные шлицевые соединения, в машиностроении их около 80 %. Соединения с прямобочным профилем стандартизованы для валов диамет-

Рис. 6.6. Видыцентрирования прямобо чныхшлицевых соединений :

ний: легкая, средняя и тяжелая. С переходом от легкой к средней и тяжелой сериям при одном и том же внутреннем диаметре d увеличивается наружный диаметр D и число зубьев z, в связи в этим повышается несущая способность соединений. Соединения с прямобочными шлицами выполняют с центрированием по наружному диаметру D (рис. 6.6, а), по внутреннему диаметру d( рис. 6.6, б) и побоковым граням b( рис 6.6, в).

121

При выборе способа центрирования руководствуются значением нагрузки на соединение, требованиями по точности центрирования деталей соединения и технологией изготовления, принимая во вниманиеследующие рекомендации.

Прицентрировании понаружному (см. рис. 6.6, а) и внутреннему (см . рис. 6.6, б) диаметрам несоосность вала и ступицы меньше, чем при центрировании по боковым граням (см. рис. 6.6, в). Центрирование по боковым граням обеспечивает более равномерное, чем при других способах центрирования, распределение нагрузки между зубьями , что повышает несущую способность соединения. Область применения этого способа центрирования ограничена ввиду невозможности точного изготовления шлицев в ступице при закаленных поверхностях, так как при современном уровне машиностроения экон омически нецелесообразно шлифовать боковые грани шлицев в ступице.

Несущую способность шлицевых соединений и износостойкость шлицев можно также увеличить повышением твердости рабочей поверхности (боковых граней) шлицев путем термообработки или другим способом. При этом возникают сложности с окончательной обработкой твердых поверхностей, так как обычно они поддаются только шлифованию. Круглое наружное шлифование шлицевых валов не представляет никаких трудностей; сложнее шлифовать отверстия в ступицах по диаметру d и боковые грани зубьев шлицевых валов; невозможношлифов атьбоковые грани шлицев впадины между шлицами (подиаметру D) уступиц .

Если ступицу по поверхности отверстия и шлицам не обрабатывают термически или обрабатывают до невысокой твердости (< 350 НВ), то рекомендуется применять более технологичное центрирование по наружному диаметру (см. рис. 6.6, а). При этом в ступице точную центрирующую поверхность получают протягиванием, а на валу — круглым шлифованием, что является наиболее точной и производительной операцией(80 % прямобочных шлицевых соединений центрируются по наружному диаметру). При невысокой твердости зубьев ступиц соединения можно применять и центрирование по боковым граням, тогда в ступице точные боковые грани зубьев получают протягиванием, а на валу — шлифованием.

Для высоконагруженных соединений, особенно при стесненных габаритах, высокая твердость рабочих поверхностей шлицев (закалка) является необходимой. В этом случае исправить неизбежную после термообработки поводку (искажение формы дета-

122

лей) и получить точные центрирующие поверхности можно шлифованием. Когда отверстие в ступице имеет высокую поверхностную твердость, применяют центрирование по внутреннему диаметру (см. рис. 6.6, б), обрабатывая центрирующие поверхности вала и втулки шлифованием; при этом получают наиболее высокую степеньточности центрирован иявала и ст упицы.

Рис. 6.8. Виды центрирования эвольвентных шлицевых соединений:

а — побоковым граням ; б — понаружному диаметру

Более перспективны шлицевые соединения с эвольвентными зубьями — шлицами по ГОСТ 6033–80; их выполняют с центрированием по боковым (рабочим) поверхностям (рис. 6.8, а) или по наружному диаметру с одновременным центрированием по боковым поверхностям (рис. 6.8, б); наиболее распространен первый способцентрирова ния.

Профиль эвольвентных шлицев, как и профиль зубьев зубчатых колес эвольвентного зацепления, очерчивается окружностями вершин и впадин, а также эвольвентами. Отличие этого профиля заключается в увеличенном угле зацепления (30° вместо 20°) и уменьшенной высоте зуба (h = m вместо h 2,25m, где m — модуль зацепления (см. рис. 11.3)). ПоГОСТ 6033–80 этисоединения предусмотрены для наружных диаметров в интервале 4…500 мм с m = 0,5…10 ммпри числезубьев z = 6…82.

Преимущества эвольвентных шлицевых соединений по сравнению с прямобочными: повышенная прочность эвольвентных зубьев при изгибевслед ствие утолщения зубьев у основания и при смятии из-за увеличенного числа зубьев; использование в производстве меньшей номенклатуры фрез, поскольку эвольвентные шлицы одинакового модуля можно нарезать одной фрезой или долбяком, в то время как при изготовлении прямобочных шлицев для каждого размера и числа зубьев требуется отдельная фреза;

123

возможность применения при обработке зубьев совершенных технологических процессов, используемых для изготовления зубьев зубчатыхколес .

Недостатки: высокая стоимость эвольвентных протяжек; более высокая трудоемкость шлифования эвольвентныхшлицев .

Шлицевые прямобочные и эвольвентные соединения выполняют, какправило , прямозубыми.

Шлицевые соединения треугольного профиля (рис. 6.9), боль-

шейч астью неподвижные, применяютпри стесненных габаритах в радиальномнаправлении . Эти соединенияцентриру ют побоковым

Рис. 6.9. Шлицевое соединение треугольного профиля

( 2 30, 36, 45 ; 1 2 180 z)

сторонам зубьев; их изготовляют по отраслевым стандартам

(например , ОСТ 100092–73).

Обычно применяют соединения треугольного профиля с числом зубьев 15…70, модулем 0,2…1,6 мм и наружным диаметром 5…100 мм. При необходимости беззазорного соединения используютконические соединения треугольногопрофиля с конусностью 1:16 по впадине вала.

Виды отказов и критерии работоспособности. К основным видам отказов (выход из строя) шлицевых соединений относят износ и смятие рабочих поверхностей; возможны усталостные раз-

Износ является следствием работы сил трения при микроперемещениях (взаимное относительное скольжение) контактирующих поверхностей в процессе работы. Скольжение и изнашивание происходят при отклонении от соосности вала и втулки (ступицы) вследствие неизбежных погрешностей изготовления, а также в ре-

124

зультате взаимного смещения вала и втулки под действием переменных или циркуляционных радиальных (поперечных) нагрузок ипеременных изгибающего ивращающего моментов.

Наибольший износ наблюдается в шлицевых соединениях в условиях скудного смазывания и в абразивной среде, например в тракторах. Эффективными средствами повышения износостойкости соединения являются увеличение твердости контактирующих поверхностей, уменьшение зазоров, применение более плотных посадок, затяжка соединения, а также совершенная смазка в сочетании с хорошим уплотнением.

Смятие рабочих поверхностей шлицев и срез зубьев могут происходить при больших перегрузках. Разрывы ступиц втулок возможны под действием распорных сил в соединениях с эвольвентнымиили треугольными шлицам и.

Расчет шлицевых соединений. Расчет проводят по двум кри-

териям работоспособности: сопротивлению смятию и изнашиванию [6]. Расчеты выполняют: а) по критерию смятия в качестве основного — для большинства соединений, передающих только вращающий момент, и в качестве дополнительного — для ответственных соединений, подверженных циркуляционной нагрузке, когда кроме вращающего момента присутствуют изгибающий момент и поперечные силы, вращающиеся относительно соединения; б)по критерию износостойкости в качестве основного — для соединений, подверженных переменной циркуляционной нагрузке, когда на соединение помимо вращающих моментов действуют радиальныесилы и изгибающиемомен ты.

Соединения, нагруженные только вращающим моментом (например, муфты), на износ не рассчитывают. В случаях, когда износ не допускается, проводится дополнительный расчет на отсутствие износа при неограниченно большом числе циклов нагружений (расчет набезызносну юработу ).

После расчетов по этим критериям несущей способностью соединениясчитается меньшаяиз полученных .

Упрощенный( приближенный) расчет шлицевых соединений по критерию смятия. Этот расчет является основным для шлицевых (зубчатых) соединений. При расчете по критерию смятия работоспособность соединения проверяют по условию: действующие напряжения смятия см на рабочих поверхностях зубьев не

должныпревышать допускаемых [ ]см. В приближенных расчетах напряжения смятия на рабочих поверхностях зубьев находят в

125

предположении равномерного распределения напряжений смятия по рабочей поверхности зубьев при наибольшем вращающем моменте T из числа длительно действующих. Неравномерность распределения нагрузки между зубьями учитывают с помощью коэффициента kр.н. Таким образом, основной расчет на смятие рабочих

поверхностей зубьев шлицевых соединений сводят к проверке условия

где Т— расчетный вращающий момент (наибольший из числа длительно действующих), Н · м; kр.н — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев вследствие ошибок изготовления по шагу (рекомендуется принимать kр.н 1,1 1,5); d ср — среднийдиаметр соединения , мм; h—

рабочая высота зубьев, мм; l— длина соединения, мм; [] см — допускаемыенапряжения смятия, МПа (табл. 6.1).

Обозначения: а— тяжелые (знакопеременная нагрузка с ударами, смазываниескудноеили отсутствует); б— средние( знакопостояннаяпеременная нагрузка с амплитудой не более 10 % постоянной, смазывание присутствует); в— хорошие (статическаянагрузка , смазывание обильное).

Дляпрямобочного профиля (см. рис. 6.7)

126

где D — наружный диаметр зубьев вала; d — внутренний диаметр втулки (ступицы); f— размерфаски .

Неточности расчета, связанные с упрощающими допущениями, компенсируют выбором допускаемых напряжений смятия [ ]см, ко-

торые установлены с учетом опыта эксплуатации (см. табл. 6.1). Более высокие значения допускаемых напряжений следует применять при легких режимах работы (нагружения), когда соединение бóльшую часть времени нагружено моментами, значительно меньшими максимальногодлительно действующего вращающего момента.

Уточненный расчет прямобочных шлицевых соединений по критерию смятия. Такой расчет основан на экспериментальных данных, накопленных в различных отраслях машиностроения. Он учитывает влияние поперечных (радиальных) сил и изгибающих моментов, конструктивные особенности соединений, концентрацию нагрузки по длине соединения, неравномерность распределения нагрузки между зубьями, степень приработки, продолжительностьэксплуатации (ресурс)и т. д.

Уточненный расчет на смятие проводят по максимальному вращающему моменту Tmax при кратковременных пиковых нагрузках, например при пусках. Соединения с упрочненными твердыми рабочими поверхностями зубьев рассчитывают без учета приработки; соединения с поверхностями, имеющими невысокую твердость (после улучшения или нормализации), — с учетом приработки.

Уточненный расчет соединения на смятие выполняют в соответствиисо стандартом :

127

Допускаемые давления (напряжения смятия) [ ] изн выбирают по табл. 6.2 с учетом поперечной силы Fr через параметр и с учетом смещения плоскости действия поперечной силы Fr относительносередины соединения черезпараметр .

Таблица 6.2

Допускаемыедавления[ σ] изн дляприближенного расчета шлицевыхсоединений

по критериюизносостойкости

Примечания: 1. Допускаемые давления получены при числе циклов нагружений (числе оборотовсоед инения) N 108 для kдол kкр kусл 1.

2. Значение [σ] изн следует снижатьпри работе с частыми реверсами на 25 %, при скудномсмазывании с загрязнениями — на 40 %, для подвижных шлицевыхсоеди - нений при осевых перемещениях ступицы относительно вала под нагрузкой —

2,5–3,0 раза.

Параметр учитывает суммарную поперечную силу (Fr , H) через ее отношение к окружной силе на зубьев (шлицах) соединения, т. е.

128

dср dw cos ,

где dw — диаметр начальной окружности зубчатого колеса, мм;— уголзацепления (обычно 20).

Параметр учитывает неравномерное распределение нагрузки (напряжений ) по длине шлицев, вызванное смещением попереч-

(рис . 6.10) от середины ступицы и воздей-

Уточненный расчет прямобочных шлицевых соединений по кри-

терию износостойкости. Этот расчет применяют для ответственных соединений, когда несущая способность шлицевых соединений лимитируется износом. Расчет ведут по давлению на рабочих боковых гранях зубьев (шлицев) от наибольшего длительно действующего вращающегомомента T[21].

Расчет эвольвентных шлицевых соединений. Ввиду отсут-

ствия общего для машиностроения стандартам и установившегося расчета, здесь приведена методика расчета эвольвентных шлицевых соединений в соответствии с ОСТ 23.1.458–78 и ОСТ 23.1.459–78 для соединений без осевых перемещений ступицы по валу под нагрузкой сельскохозяйственных тракторов. Этот расчет можно использовать как ориентировочный для шлицевых соединений другихмашин .

Расчетноеусло виеработоспособностисоединений

эв 2000Tkkм [ ]эв , dср zhl

129

где эв — расчетное давление на рабочих поверхностях зубьев,

МПа; Т— вращающий момент, Н м , для случая, когда двигатель развивает номинальный момент при номинальной частоте вращения вала; [ ]эв — допускаемое давление для цементо-

ванных и закаленных сталей, МПа (HHRC — твердость материала по Роквеллу); k— общий коэффициент неравномерности распределения нагрузки; при расположении зубчатого венца со стороны незакручиваемогоучастка ва ла (см. рис. 6.10)

(е — смещение нагрузки от середины ступицы длиной l; d,— делительный диаметр и угол профиля зуба соединения; dв — диаметр основной окружности зубчатого колеса); при расположении зубчатого венца со стороны закручиваемого участка вала (см.

рис. 6.10)

kм — коэффициент использования мощности (для гусеничных и колесных траекторов kм = 0,92 и0,78 соответственно, для самоходныхшасси kм =d0,67); , dв, h— вмм .

При распространении расчета на другие машины под kм можно понимать коэффициент переменности нагрузки, как было рекомендовановыше для уточненного расчетапрямо бочныхшлицевых соединенийпо критериюизносостойкости .

Расчетная оценка ресурса прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений при основном для этих соединений циркуляционном нагружении возможна на основе результатов эксплуатационных или экспериментальных данных для аналогов проектируемыхсоединений.

В качестве критерия может быть взята условная работа трения в соединении, отнесенная к единице площади контакта зубьев при вращениипод действием крутящего моментаи радиальной силы [6].

Пример. Выполнить расчеты прямобочного шлицевого соединения коническогопрямозуб зубчатого колеса с валом (рис. 6.11).

Для шлицевого соединения применены прямобочные шлицы срнейд серии номинального размера 8 32 38 по ГОСТ 1139–80. Длина шлицево-

130

госоединения l 38 мм. Силы, действующие на коническое зубчатое колесо, приложены в середине зубчатого венца на среднем диаметре d m 98 мм конического колеса и равны: окружная сила Ft з 5000 Н; радиальная сила

изменения нагрузки тяжелый, т. е. бóльшую часть времени соединение

n 900 мин–1. Расчетный ресурс t 20 000 ч. Середина зубчатого венцаколеса отстоит от торца ступицы нарасстоянии l1 10 мм .

Рис. 6.11. Соединение конического прямозубого колеса (1) со шлицевым валом2)(

Решение. Соединение является ответственным и нагружено циркуляционной нагрузкой, так как силы, действующие на коническое зубчатое колесо в пространстве, неподвижны, а шлицевое соединение вращается, поэтомунеобходимо выполнить :

1)упрощенный расчет на смятие рабочиповерхностей зубьев ;

2)приближенный расчет по критерию износостойкости;

3)уточненный расчет по критерию смятия.

Приводимупрощенные расчеты .

131

1. Упрощенный (приближенный) расчет на смятие рабочих поверхностей. Напряжения смятия на рабочихповерхностях зубьев (шлицев) по формуле (6.3)

=2000 245 1,4 29,3 МПа.

35 8 2,2 38

При упрощенном расчете, согласно табл. 6.1, для неподвижного соединения с осевой фиксацией при цементации и закалке рабочих поверхностей зубьев (твердость > 40 HRC) даже при тяжелых условиях

2000Т

dcp zhl [ ]изн .

Здесь при вычислении напряжений смятия подставляем те же параметры, что и приуп рощенном расчетена смятие , т. е.

2000 245

max 20,9 МПа . 35 8 2,2 38

132

По табл. 6.2. для закаленных шлицев [ ]изм не менее 105 МПа, т. е. износостойкостьзубьев (шлицев) соединенияобеспечена .

Уточненныерасчеты это госоединенияна смятие боковых (рабочих) поверхностейи по критерию износостойкости приведены в работе [53].