11.2 Шлицевые соединения

К онструкция и классификация. Шлицевые соединения образуются при наличии наружных шлицев (зубьев) на валу и внутренних шлицев (зубьев) в от­верстии ступицы (рис. 11.12). Все размеры щлицевых соединений, а также допуски на них стандартизованы.

По форме профиля шлицев различают три типа соединений: прямобочные, эвольвентные, треугольные.

Соединения с прямобочными зубьями выполняют с центрированием по боко­вым граням зубьев (рис. 11.13, а), по на­ружному (рис. 11.13 , б) или внутреннему (рис. 11.13, в) диаметрам вала.

Рис. 11.12.

Стандар­том предусмотрены три серии соедине­ний (легкая, средняя и тяжелая), кото­рые отличаются высотой и количеством зубьев. Число зубьев изменяется от 6...20. У соединений тяжелой серии зу­бья выше, а их количество больше, чем у соединений средней и легкой серий.

При выборе способа центрирования руководствуются следующим.

Центрирование по диаметрам (D или а) обеспечивает более вы­сокую соосность вала и ступицы по сравнению с центрированием по боковым граням. Центрирование по боковым граням b обеспечивает более равномерное распределение нагрузки по шлицам. Поэтому его применяют при тяжелых условиях работы (большие напряжения, ударные и реверсивные нагрузки и т. п.).

Рис. 11.13.

Диаметр центрирования (наружный или внутренний) выбирают исходя из технологических условий. Если твердость материала втулки позволяет обработку протяжкой (НВ<350), то рекомендуют центри­рование по наружному диаметру. При этом центрирующие поверх­ности втулки калибруют протяжкой, а центрирующие поверхности вала — шлифованием. При высокой твердости втулки рекомендуют

центрирование по внутреннему диаметру. В этом случае центрирую­щие поверхности отверстия и вала можно обработать шлифованием.

Соединения с эвольвентными шлицами выполняют с центрированием по боковым граням (рис. 11.14.1, а) или по наружному диаметру вала (рис. 11.14.1, б).

Наиболее

распространен первый способ центрирования.

Рис. 11.14.1 Рис. 11.14.2

Эвольвентные зубья протяжки или самого соединения можно изго­товлять на зуборезных станках и получать при этом высокую точ­ность. Технологические преимущества этих соединений, а также более высокая прочность (благодаря большему числу зубьев и скругления впадин) обеспечивают им все более широкое применение. Эвольвент­ные шлицы, так же как и прямобочные, можно применять в подвижных соединениях.

Соединения с треугольными зубьями (рис. 11.14.2) не стандартизо­ваны, их применяют главным образом как неподвижные при тонко­стенных втулках и стесненных габаритах по диаметру.

Это соедине­ние имеет большое число мелких зубьев (до 70). Вследствие техно­логических трудностей треугольные зубья часто заменяют мелкими эвольвентными зубьями. Щлицевые соединения по сравнению со шпоночными обладают рядом преимуществ, главные из которых следующие:

детали лучше центрируются на валах и имеют лучшее направ­ление при осевом перемещении; прочность соединения, в особенности при динамических нагрузках, существенно повышается вследствие увеличения суммарной рабочей поверхности зубьев по сравнению с поверхностью шпонки, а также вследствие уменьшения глубины пазов и равномерного распределения нагрузки по окружности вала. Преимущества шлицевого соединения перед шпоночным обусловили его широкое применение в высоконапряженных машинах (автотрак­торная промышленность, станкостроение, авиастроение и т. п.).

Таблица 11.2. Соединения шлицевые прямобочные

(по ГОСТ 1139- 80, с сокращениями) Размеры, мм

Продолжение maбл. 11.2

Таблица 11.3. Соединения шлицевые эвольвентные

(по ГОСТ 6033-80, с сокращениями) Размеры, мм

Расчет шлицевых соединений

Основными критериями работоспособности шлицевых соединений являются сопротивления рабочих поверхностей зубьев смятию и коррозионно-механическому изнашиванию. Коррозионно-механическое из­нашивание возникает при очень малых колебательных относительных перемещениях сопряженных поверхностей. В шлицевых соединениях такие перемещения связаны с деформациями и зазорами. Не трудно понять, что циклические деформации изгиба вращающегося вала распространяются в отверстие ступицы и сопровождаются относи­тельными микроперемещениями . Деформации кручения вала также сопровождаются микросдвигами, ,но в отличие от изгиба эти микросдвиги циклические только при переменном крутящем моменте.

Если соединение нагружено поперечной силой F (рис. 11.15), не изменяющей своего положения при вращении вала (например, сила в зацеплении зубчатой передачи), то зазоры в соединении выби­раются то в одну, то в другую сторону, т. е. возникают колебатель­ные относительные перемещения.

Рис. 11.15.

Кроме того, сила , смещенная от середины ступицы, образует опрокидывающий момент M_опр=F*e, который вызывает концентрацию нагрузки у ближнего края ступицы. Опрокидывающий момент образуют и осевые силы. Например, от осевой силы в зацеплении M_onр =0,5F_a , где — диаметр начальной окружности. С опрокидывающим моментом M_опр связана не только концент­рация нагрузки, но и дополнительные микроперемещения в соеди­нении.

Исследования зубчатых соединений позволили разработать ГОСТ 21425-75 по расчету их нагрузочной способности. Ниже излагается методика такого расчета с некоторыми упрощениями и сокращениями.

Расчет по напряжениям смятия.

Учитывая рис. 11.16 и допуская равномерное распределение нагрузки между зубьями и по длине зубьев, получаем

= , (11.4)

где S_F = zhd_m /2 — удельный (на единицу длины) суммарный статиче­ский момент площади рабочих поверхностей (см. табл. ГОСТ 21425-75); l - рабочая длина зубьев; г - число

Рис. 11.16. зубьев; d_m=0,5(D+d) - средний диаметр;

h = 0,5(D—d)— f — рабочая высота прямобочных шлицев;

для эвольвентных шлицев h и d_m = zm, где т - модуль.

Размеры поперечного сечения шлицев выбирают по таблицам стандар­тов в зависимости от диаметра вала - см , например, ГОСТ 1139-78.

Длину зубьев l рассчитывают и согласуют с длиной ступицы.

Таблица 11.4

Тип соединения	Условия эксплуатации	МПа
		Поверхность зубьев
		<НВ 350	>HRC 40
Неподвижное	Тяжелые (с уда­ром) Средние	26...38	30. ..52
		45...75	75. ..105
	Легкие	60...90 90	90….150 ..150
Подвижные без нагрузки (напри- мер, коробки скоростей)	Тяжелые	9... 15	15….22
	Средние	15... 22 22	22….45 ..45
	Легкие	18... 30 30	30…55 ..55
Подвижное под нагрузкой (на- пример, карданный вал автомо- биля)	Тяжелые	-	2,5…7,5
	Средние	-	4….9 ..9
	Легкие	-	7,5…..15

Неточности расчета, связанные с упрощающими допущениями при написании формулы (11.4), компенсируют при выборе допуска­емых напряжений смятия с учетом практики эксплуатации — табл. 11.4 *.

Расчет по формуле (11.4) является первым этапом проектного рас­чета, на котором определяют приближенное значение l и разрабаты­вают конструкцию соединения. На втором этапе уточняют значение dl по критерию износостойкости.

Расчет на изнашивание. Выполняют по условию

, (11.5)

где МПа — условное допускаемое напряжение (берется из табл. 11.5); K_N= - коэффициент числа циклов нагружения зубьев соединения за полный срок службы, т. е. суммарного числа оборотов соединения относительно вектора поперечной на­грузки N = 60tn (где t, ч; п, мин-¹); К_Е—коэффициент режима нагрузки, учитывающий влияние непостоянства нагрузки в про­цессе эксплуатации—табл. 11.6; К_ос—коэффициент осевой подвиж­ности соединения, К_оc = 1 - неподвижное, К_оc = 1,25 — подвижное без нагрузки, К_оc = 3 — подвижное под нагрузкой; К_с — коэффициент условий смазки подвижных соединений, К_с = 0,7—смазка без за­грязнения, К_с = 1—средняя смазка, К_с = 1,4—смазка с загрязнени­ем.

Для зубчатых колёс поперечная сила (см. рис. 11.15) , M_опр=F*e , где F_t, F_{r ,} и F_a – окружная, радиальная и осевая силы.

• В ГОСТ 21425-75 разработана методика расчета допускаемых напряжений с учетом концентрации нагрузки, точности изготовления и пр.

Таблица 11.5. Значения условного допускаемого напряжения , МПа

в зависимости от твёрдости и коэффициентов и .

		Термообработка и средняя твердость					цементация или азотиро вание, HRC 60
		без обработки, НВ 220	улучше ние НВ 270	закалка
				HRC 40	HRC 45	НРС 52
0,35	0	73	85	105	130	142	158
	0,25	52	60	77	97	105	117
	0,5	38	45	60	75	80	90
0,5	0	47	55	67	85	92	100
	0,25	32	37	47	60	66	72
	0,5	22	26	34	42	45	50

В таблице: ; .

Таблица 11.6. Значения коэффициента режима нагрузки

Типовые режимы нагрузки	Обозначение режима	Коэффициент режима нагрузки КЕ
Постоянная нагрузка Работа большую часть времени с высокими нагрузками	0 I	1,0 0,77
Одинаковое время работы со всеми значениями нагрузки	II	0,63
Работа большую часть времени со средними нагрузками	III	0,57
Работа большую часть времени с малыми на­грузками	IV	0,43

Затяжка шлицевых соединений, как и затяжка шпоночных соединений, в большинстве случаев повышает их несущую способность. Способы затяжки шлицевых соединений аналогичны способам, приведенным на рис. 11.10.