§ 2, Шлицевые соединения

Общие сведения. Шлицевое соединение (рис. 33.2) условно можно рассматривать как многошпоночное, у кото­рого шпонки выполнены за одно целое с валом. Их при­меняют для неподвижного и подвижного соединения валов со ступицами деталей (колес, шкивов, дисков и т. п.). По срав­нению со шпоночными соединениями они имеют меньшие ра­диальные габариты, высокую несущую способность, взаимоза­меняемы и обеспечивают хорошее центрирование деталей. Эти преимущества позволяют использовать соединения в условиях массового производства конструкций и при большой частоте вращения валов.

По форме поперечного сечения различают три типа сое­динений: прямобочные (ГОСТ 1139-80), эвольвентные (ГОСТ 6033 — 80), треугольные (изготовляются по отраслевым стан­дартам). Профили сечения соединений показаны на рис. 33.2 и 33.3.

Соединения с прямобочными зубьями наиболее распростра­нены в машиностроении. В зависимости от числа зубьев (z = 6 / 20) и их высоты стандартом предусмотрены три серии соединений для валов с диаметром от d = 23 мм до d = 125 мм (легкая, средняя и тяжелая). Большее число зубьев имеют соединения тяжелой серии.

Соединения с эволъвентными зубьями более технологичны, чем соединения прямобочные, имеют более высокую точность и прочность (благодаря большему числу зубьев и скруглению впадин, снижающему концентрацию напряжений).

При использовании прямобочных и эвольвентных соедине­ний для направления осевого перемещения деталей, посажен­ных на вал (например, зубчатых колес в коробках передач), твердость поверхности зубьев повышают до HRC 54 — 60 (применяют цементацию) для уменьшения износа.

Соединения с треугольными зубьями применяют преиму­щественно в приборостроении при малых радиальных габа­ритах.

В быстроходных передачах (авиационные и автомобильные коробки передач и т. п.) точность центрирования шлицевых соединений недостаточна. Для ее повышения цент­рирование осуществляют по вспомогательным поверхностям (коническим, цилиндрическим, рис. 33.4), а иногда отказываются от применения соединений, и колеса изготовляют за одно целое с валом.

Проектирование и расчет соединений. Основные размеры (наружный диаметр D и длину l) шлицевого соединения задают при конструировании вала. Длину соединения прини­мают l < 1,5 D, при большей длине существенно возрастает неравномерность распределения нагрузки вдоль зубьев и тру­доемкость изготовления.

Учитывая, что соединения в машинах выходят из строя преимущественно из-за повреждения рабочих поверхностей зубьев (смятие, износ) и усталостного разрушения шлицевых валов, после проектирования выполняют проверочный расчет зубьев (расчет валов дан в гл. 24).

Условие прочности по допускаемым напряжениям смятия имеет вид (см. рис. 33.2, б)

⁽³³.²⁾

где d_m — средний диаметр соединения; z — число зубьев; h и l — соответственно высота и длина поверхности контакта зубьев; ψ= 0,7 / 0,8 — коэффициент, учитывающий концентрацию кон­тактных давлений на краях соединения; [σ_см] — допускаемое напряжение смятия на боковых поверхностях (табл. 33.1). Высота и длина поверхности контакта:

а) для прямобочных зубьев (см. рис. 33.2, б)

б) для эвольвентных зубьев {см. рис. 33.3, а)

h = т; d_m = mz;

здесь т — модуль зубьев.

Число зубьев и диаметры заданы в стандарте в зави­симости от диаметра вала. Длину соединения (как и для шпоночных соединений) принимают по ступице, охватываю­щей детали (например, колеса).

Изнашивание зубьев обусловлено неизбежными взаимными циклическими (от вращения) смещениями деталей соединения при действии радиальной нагрузки в результате несовпадения или наклона осей. Оно проходит более интенсивно при раз­витии на рабочих гранях контактной коррозии.

Условный расчет износостойкости часто ведут в форме определения допускаемого угла перекоса (вследствие деформа­ции или неправильного монтажа).

Таблица 33.1. Допускаемые напряжения смятия для шлицевых соединений (валы и втулки из стали с σ_B > 500 МПа)

* а — условия эксплуатации тяжелые: нагрузка знакопеременная с ударами в обоих направлениях; значительные углы перекоса; смазывание отсутствует; б — условия эксплуатации средние (переменная нагрузка не более 10 % от постоянной; смазывание бедное); в — условия эксплуатации хорошие (стати­ческая нагрузка; переменная нагрузка не выше 5 % от статической; смазывание хорошее).

Примечание. Допускаемые напряжения для подвижных соединений под нагрузкой ниже, чем для подвижных соединений, в 4 —5 раз.

Эффективными средствами повышения износостойкости со­единений являются:

а) уменьшение углов перекоса геометрических осей сопря­гаемых деталей при монтаже и в рабочих условиях;

б) увеличение твердости контактирующих поверхностей пу­тем азотирования, цементации, обдувки дробью и др.;

в) уменьшение зазоров в соединении, применение более плотных посадок, центрирование по вспомогательным поверх­ностям;

г) затягивание соединений, обеспечивающее фиксацию в осевом направлении (см. рис. 33.4).