Лекция 17

Лекция 17

13. Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения

Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения относят к соединениям вал-втулка, которые нагружаются вращательным моментом. Под втулкой понимают ступицы таких деталей, как шкивов, зубчатых колес, звездочек, полумуфт и т. д. Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения - это разъемные соединения, позволяющие повторную сборку и разборку.

Шпоночные соединения. Шпоночные соединения призматической (рис. 13.1) и сегментной (рис. 13.2) шпонкой относят к ненапряженным.

Т

Т

t

sсм

L

h

b

Lp

d

sсм

Рисунок 13.1 - Соединение призматической шпонкой

Достоинствами шпоночных соединений являются простота конструкций, сравнительная легкость сборки и разборки. Недостатки – ослабление вала и втулки, а также необходимость подгонки элементов.

Сегментные шпонки (рис. 2) имеют глубокую посадку на валу, что предохраняет их от перекоса. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал, поэтому это шпоночное соединение с сегментной шпонкой используется реже, чем с призматической.

Призматические и сегментные шпонки стандартизированы. Их размеры b ´ h выполняют в зависимости от диаметра вала по ГОСТ и ГОСТ . У таких шпонок рабочими гранями явля-

2

ются боковые грани. Длину шпонки L назначают на 5…10 мм меньше длины ступицы и округляют до стандартного размера.

L

 

sсм

d

Т

k

b

Рисунок 13.2 - Соединение сегментной шпонкой

Шпонки изготавливают из чистотянутых углеродистых сталей с пределом прочности sВ ³ 600 МПа. Обычно используют стали 40, 45, 50, 55.

Соединение с призматической шпонкой рассчитывают, в основном, на смятие, поскольку размеры сечения b ´ h подобраны так, что запас прочности по напряжениям среза достаточно велик,

, (12.28)

где Т –вращающий момент; Lp – рабочая длина шпонки, Lp = L –b; L – длина шпонки; t1 - глубина врезания шпонки в вал; [sсм] – допускаемое напряжение на смятие, при спокойной нагрузке для неподвижных соединений при стальных ступицах [sсм] = 100…150 МПа, при чугунных ступицах [sсм] = 60…90 МПа.

Для соединений, в которых твердость вала и ступицы значительно превышают твердость призматической шпонки, расчет соединения дополнительно проводят по напряжению среза

. (13.1)

Аналогично соединению с призматической шпонкой, соединение с сегментной шпонкой рассчитывают на смятие

. (13.2)

3

Зубчатые (шлицевые) соединения. Такие соединения подобны многошпоночным, в которых зубья (шлицы) изготовлены заодно с валом. Зубья на валу фрезеруют или накатывают, а пазы в отверстиях ступицы получают протягиванием.

Зубчатые соединения по сравнению со шпоночными лучше центрируют и направляют детали на валах, обладают большей нагрузочной способностью, обеспечивается взаимозаменяемость деталей соединения. Недостаток шлицевых соединений – сложность изготовления.

По форме профиля различают шлицевые соединения трех типов: прямобочные (ГОСТ 1139-80), эвольвентные (ГОСТ 6033-80) и треугольные (изготавливаются по отраслевым стандартам).

В соединениях с прямобочными зубьями возможны три способа центрирования деталей (рис. 13.3). При высокой твердости материала ступицы используют центрирование по внутреннему диаметру d (рис. 13.3, а), а посадочные поверхности вала и отверстия доводят шлифованием. При твердости поверхностного слоя ступицы менее 350 НВ наиболее технологичным является центрирование по наружному диаметру D (рис. 13.3, б). В этом случае отверстие обрабатывают протягиванием, а вал – круглым шлифованием. Центрирование по боковым граням зубьев b (рис. 13.3, в) обеспечивает равномерное распределение нагрузки по зубьям, его реализуют при тяжелых условиях работы соединений.

Стандартом предусмотрены легкая, средняя и тяжелая серии прямобочных соединений, отличающихся высотой и числом зубьев.

в

б

а

b

Рисунок 13.3 - Прямобочные зубчатые соединения

4

Прямобочные соединения обозначают на чертежах, последовательно указывая буквенное обозначение поверхности центрирования (рис.13.3), численные значения числа зубьев z, номинальные размеры d, D и b с обозначением посадок. Например: d-6´21H8/h7´25´5F10/h9 означает, что центрирование проводят по внутреннему диаметру d, число зубьев z = 6, внутренний диаметр d = 21 мм с посадкой H8/h7, наружный диаметр D = 25 мм, ширина зуба b = 5 мм с посадкой F10/h9.

Соединения с эвольвентным профилем зубьев характеризуется повышенной прочностью, обусловленной утолщением зубьев к их основанию. Эвольвентный профиль получают методом зубонарезания. Центрирование осуществляется обычно по боковым поверхностям зубьев. Соединения с эвольвентным профилем зубьев используют для передачи больших вращающих моментов.

Шлицевые соединения с зубьями треугольного профиля широкого распространения не получили. Это обычно соединения тонкостенных деталей.

Размеры шлицевых соединений принимают по таблицам в зависимости от диаметра вала.

Условие прочности зубчатого соединения проверяют по напряжениям смятия

, (13.3)

где h, L – высота и длина поверхности контакта зубьев, , f – фаска зубьев;

dср – средний диаметр соединений, ;

y - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Для эвольвентных зубьев в зависимости (13.3) принимают h = m, dcp = m×z, здесь m – модуль зубьев.

14. Соединение с гарантированным натягом

Соединение деталей с натягом – это напряженное неразъемное соединение, в котором натяг создается необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей (рис. 14.1).

5

Для фиксации деталей одна относительно другой используются силы упругости предварительно деформированных деталей.

Достоинство соединений цилиндрических деталей с натягом является возможность выполнения их для очень больших нагрузок и хорошее восприятие ими ударных нагрузок. К недостаткам относится большое рассеивание сил сцепления в связи с рассеиванием действительных посадочных размеров в пределах допусков и коэффициентов трения. Характерными примерами соединение с натягом могут служить кривошипы, пальцы кривошипов, детали составных коленчатых валов двигателей автомобилей.

do

dв

Рисунок 14.1 - Соединение вал-втулка с натягом

Характер соединения определяет натяг N, который выбирают в соответствии с посадками, установленными стандартной системой предельных допусков и посадок. Наиболее распространены следующие посадки с натягом 6 и 7 квалитетов в порядке убывания натяга: H7/u7, H7/s6, H7/r6, H7/p6.

Способы соединения с натягом:

- запрессовкой, простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий удобного контроля измерения силы запрессовки, но связанный с опасностью повреждения поверхностей и затрудняющий применение покрытий;

-  нагревом охватывающей детали до температуры ниже температуры отпуска – способ, обеспечивающий повышения прочности сцепления более чем в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой и особенно эффективный при больших длинах соединяемых деталей;

-  охлаждением охватываемой детали – способ, преимущественно применяемый для небольших деталей, например втулок, в массивные корпуса деталей, при этом обеспечивается наибольшая прочность сцепления.

6

Расчет соединения включает определение необходимого натяга для обеспечения прочности сцепления и проверку прочности соединяемых деталей.

Необходимая величина натяга определяется требуемым давлением на посадочной поверхности. Давление р должно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних сдвигающих сил.

При нагружении соединения осевой силой Fa (рис. 14.2, а) условие прочности примет вид

, откуда , (14.1)

где f –коэффициент трения;

d и L – диаметр и длина посадочной поверхности;

Кс – коэффициент запаса сцепления.

d

р

Т

в

б

p

T

L

a

p

Fa

Fa

Рисунок 14.2 - Расчетные схемы соединения с натягом

При нагружении соединения вращающим моментом Т (рис. 14.2, б) условие прочности примет вид

, откуда . (14.2)

При одновременном нагружении вращающим моментом Т и сдвигающей силой Fa (рис. 14.2, в) Расчет ведут по равнодействующей окружной и осевой силе

, откуда . (14.3)

Коэффициент запаса сцепления принимается равным Кс = 2…3.

Номинальный натяг N связан с посадочным давлением р зависимостью Ляме

7

, (14.4)

где , ,

d – посадочный диаметр;

D – наружный диаметр охватывающей детали.

Натяг посадки, измеряемый по вершинам микронеровностей, N должен быть больше номинального натяга на величину обмятия микронеровностей

, (14.5)

где Ra, Rz – средние арифметические отклонения профилей и высота микронеровностей.