Назначение и краткая характеристика основных типов, достоинства и недостатки, область применения шпоночных и шлицевых соединений

Рис. 9.4. Соединение сег­ментной шпонкой

9.3. Все основные виды шпоночных соединений можно разделить на две группы: ненапряженные и напряженные.

К ненапряженным относят соединения с призматическими (рис. 9.5, а), сегментными (рис. 9.5, б) и круглыми (рис. 9.5, в) шпонками. Шпоноч­ные пазы на всех валах выполняют дисковыми (рис. 9.6, а) или торцовыми (рис. 9.6, б) 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. -

Для сегментных шпонок пазы выполняют, как показано на рис. 9.4 и 9.5, б; для клиновых — паз на втулке обрабатывают с уклоном, равным углу наклона шпонки (рис. 9.5, г); для цилиндри­ческих — получают сверлением (рис. 9.5, в).

Рис. 9.5. Виды шпоночных соединений: а, б, в — нена­пряженные соединения; г — напряженные соединения

Рис. 9.6. Изготовление пазов под установку шпонок

Рис. 9.7

Рис. 9.8. Соединения клиновыми шпонками

Рис. 9.9

Соединения, в которых применяют клиновые шпонки, относят к на­пряженным соединениям. В напряженных соединениях клином, вводимым между валом и ступицей, создаются значительные нормальные силы. Эти силы обеспечивают достаточное трение для передачи вращающего момента.

Для создания фрикционной связи между валом и ступицей используют клиновые шпонки, показанные на рис. 9.3, е—з (паз выполняют только во втулке). С нижней стороны шпонку (рис. 9.8, а) обрабатывают в виде вогну­той цилиндрической поверхности с радиусом, равным радиусу вала. Во втулке выполняют уклон. Вращающий момент передается за счет сил трения.

Клиновые фрикционные шпонки применяют для передачи незначительно­го вращающего момента, а также в тех случаях, когда необходимы частые перестановки деталей на валу в осевом направлении.

Шпонки на лыске (рис. 9.8, б) устанавливают в пазу втулки с уклоном 1:100. На валу фрезеруют плоскость (вал с лыской). Такая обработка ослаб­ляет вал значительно меньше, чем прямобочные пазы, однако эта шпонка может передать меньший момент, чем врезная.

9.4. Зубчатые (шлицевые) соединения.

В зависимости от профиля зубьев различают три основных типа соеди­нений:

• с прямобочными (рис. 9.10, а);

• с эвольвентными (рис. 9.10, б);

• с треугольными (рис. 9.10, в) зубьями.

Рис. 9.10. Типы зубчатых (шлицевых) соединений: а — прямобочные зубья; б — эвольвентные зубья; в — треугольные зубья

Рис. 9.11. Прямобочные зубья (шлицы)

Зубья на валу фрезеруют, а в ступице — протягивают на специальных станках (рис. 9.11). Число зубьев для прямобочных и эвольвентных соединений 4—20; для тре­угольных — до 70.

Наибольшее распространение в маши­ностроении имеют прямобочные зубчатые соединения (их основные параметры см. шаг 9.8). Стандартом предусмотрены три серии прямобочных зубчатых со­единений — легкая, средняя и тяжелая, отличающиеся одна от другой вы­сотой и числом зубьев (чаще применяют соединения с шестью—десятью зубьями). Прямобочные шлицевые соединения различают также по спосо­бу центрования: по наружному диаметру D (наиболее точный способ цен­трования); по внутреннему диаметру d (при закаленной ступице); по боко­вым граням (при реверсивной работе соединения и отсутствии жестких требований к точности центрирования).

Соединения с эвольвентным профилем зубьев тоже стандартизованы и используются так же, как и прямобочные, в подвижных соединениях.

Соединения с треугольным профилем зубьев не стандартизованы, их применяют главным образом как неподвижные соединения.

Зубчатые соединения изготовляют из сталей с временным сопротивле­нием <з_а > 500 МПа.

Рис. 9.12. Виды шлицованных валов

9.5. Достоинство и недостатки шпоночных и зубчатых соединений. Глав­ное достоинство шпоночных соединений — простота и надежность конст­рукции, сравнительно низкая стоимость.

К недостаткам шпоночных соединений следует отнести ослабление прочности вала и ступицы детали сравнительно глубокими шпоночными пазами (из-за этого приходится увеличивать толщину ступицы и диаметр вала), трудность обеспечения их взаимозаменяемости (необходимость руч­ной подгонки шпонок), что ограничивает их применение в крупносерий­ном и массовом производстве.

По сравнению со шпоночными зубчатые соединения обладают рядом преимуществ: имеют большую нагрузочную способность благодаря боль­шей рабочей поверхности контакта; лучше центруют сопрягаемые детали; обеспечивают более высокую усталостную прочность вала.

Зубчатые соединения широко применяют в станкостроении, авиастрое­нии, автотранспортной промышленности и т. д.

Ваше мнение: какой основной недостаток имеют зубчатые соединения?

§ 2. Расчет на прочность соединений с призматическими шпонками

9.6. Рекомендуемая последовательность проектировочного расчета.

В зависимости -от диаметра вала d по табл. 9.1 выбирают размеры шпонки b х h, а ее длину принимают на 5—10 мм меньше длины ступицы, округляя до ближайшего большего значения по стандарту (некоторые стан­дартные значения / приведены в табл. 9.1). После подбора шпонки соеди­нение по формуле (9.1) проверяют на смятие. Напряжения смятия опреде­ляют в предположении их равномерного распределения по поверхности контакта:

где F_t=2T/d — сила, передаваемая шпонкой; А_см — площадь смятия (рис. 9.13); .

Рис. 9.13. К расчету на прочность соединения с призматическими шпонками

Таблица 9.1. Размеры (мм) призматических шпонок

Следовательно,

(9.1)

где Т — передаваемый момент, Н · мм; d — диаметр вала, мм; (h – t₁) — ра­бочая глубина паза, мм (см. табл. 9.1); l _р — рабочая длина шпонки, мм (для шпонок с плоским торцом l _р = l, со скругленными торцами l_p = l-b); [а]_см — допускаемое напряжение (для чугунных ступиц [а]_см = 60 + 80 МПа, для стальных [а]_см = 100 + 150 МПа).

Расчетную длину шпонки округляют до ближайшего большего размера (см. табл. 9.1). В тех случаях, когда длина шпонки получается значительно больше длины ступицы детали, устанавливают две или три шпонки под уг­лом 180 или 120°. При расчете многошпоночного соединения допускают, что нагрузка между всеми шпонками распределяется равномерно.

Формула проектировочного расчета для определения рабочей длины /_р приз­матической шпонки (шпонки со скругленными концами):

9.7. Для ответственных соединений призматическую шпонку проверяют на срез

(9.2)

где [τ]_ср — расчетное напряжение на срез, МПа; b — ширина шпонки, мм; /_р — рабочая длина шпонки, мм; [τ]_ср — допускаемое напряжение на срез; для сталей с σ_в > 500 МПа для неравномерной (нижний предел) и спокой­ной нагрузок (верхний предел) принимают [τ]_ср = 60 ÷ 90 МПа.

§ 3. Расчет на прочность прямобочных шлицевых (зубчатых) соединений

9.8. Проверочный расчет на прочность прямобочных зубчатых соединений аналогичен расчету призматических шпонок.

В зависимости от диаметра вала d (рис. 9.14) по табл. 9.2 выбирают па­раметры зубчатого соединения, после чего соединение проверяют на смя­тие. Проверку зубьев на срез не производят.

Рис. 9.14. К расчету прямобочного шлицевого соединения

При расчете допускают, что по боковым поверхностям зубьев нагрузка распределяется равномерно, но из-за неточности изготовления в работе участвует только 75 % общего числа зубьев (т. е. коэффициент неравномер­ности распределения нагрузки между зубьями (шлицами) К_шл = 0,75).

По аналогии с условием (9.1)

(9.3)

где Т — момент, Н · мм; К_шл = 0,75; г — число зубьев (выбирают в зависи­мости от d по табл. 9.2); d_cp = {D + d)/2 — средний диаметр соединения, мм; А_см = l_p[(D - d)/2 - f - r] — площадь смятия, мм²; /_р — рабочая длина зубьев, мм; D, /, г (см: рис. 9.14) — выбирают в зависимости от d по табл. 9.2; [а]_ш — допускаемое напряжение на смятие боковых граней зубьев из ста­лей, имеющих ст„ > 500 МПа ([а]_см принимают по табл. 9.3).

Выбрать геометрические параметры для расчета длины ступицы прямо-бочного зубчатого соединения, если расчетный диаметр вала d = 42 мм.

Таблица 9.2. Зубчатые прямобочные соединения, размеры, мм

Таблица 9.3. Допускаемые напряжения смятия [ст]_си на рабочих гранях зубьев (шлицев)