Меню
Главная
Авторизация/Регистрация
 
Главная arrow Техника arrow ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Посмотреть оригинал

Зубчатые (шлицевые) и профильные соединения

Зубчатые соединения образуются выступами (зубьями) на валу, входящими в пазы (шлицы) соединяемой с валом детали. Они применяются в неподвижных и подвижных соединениях для передачи вращающего момента.

По сравнению со шпоночными соединениями зубчатые имеют более высокую несущую способность за счет большей площади рабочих поверхностей, а также имеют большую усталостную прочность вала благодаря меньшей глубине пазов, меньшей концентрации напряжений в пазах и более равномерному распределению нагрузки по окружности вала. Несмотря на сложность технологического процесса по точному выполнению зубьев и пазов, зубчатые соединения оправдывают себя при серийном производстве и используются при тяжелых условиях эксплуатации.

По форме профиля зубьев различают прямобочные (рис. 18.4, а), эвольвентные (рис. 18.4, б) и треугольные (рис. 18.4, в) соединения.

Соединения с прямобочными зубьями (рис. 18.4, а) наиболее распространены. Они бывают трех серий: легкой, средней и тяжелой. Соединения тяжелой серии, отличающиеся наибольшей высотой и числом зубьев, предназначены для более напряженных условий работы.

Центрирование соединений может быть по наружному (рис. 18.5, а) или внутреннему (рис. 18.5, б) диаметрам или по боковым граням (рис. 18.5, в).

При центрировании по одному из диаметров достигается лучшая соосность вала и соединяемой детали. Наиболее распространено центрирование по наружному диаметру (рис. 18.5, а). При этом центрирующие поверхности втулки получаются протягиванием или долблением, а центрирующие поверхности вала — шлифованием. Пазы во втулке желательно выполнять напроход — под протяжку (рис 18.6, а), а при обработке долблением необходимо предусматривать стандартную проточку для выхода инструмента (рис. 18.6, б). При выполнении зубьев на валу фрезерованием должен быть предусмотрен выход фрезы (рис. 18.6, в). Для удобства монтажа на торцах вала и втулки выполняется фаска, катет которой больше высоты зуба (рис. 18.6, а).

Если втулка имеет твердость более 350 НВ, применяется центрирование по внутреннему диаметру (рис. 18.5, б). При этом центрирующие поверхности вала и втулки обрабатываются шлифованием.

д)

Рис. 18.5

е)

Рис. 18.6

Центрирование по боковым граням (рис. 18.5, в) обеспечивает более равномерное распределение нагрузки по зубьям, поэтому применяется при больших нагрузках и реверсивном движении. Боковые поверхности зубьев на валу обрабатываются фрезерованием или долблением с последующим шлифованием, а во втулке — протягиванием, центрирование обычно применяется только при твердости втулки менее 350 НВ.

Условное обозначение соединения должно включать букву, обозначающую поверхность центрирования (D, d или Ь), число зубьев, номинальные размеры d, D и b с обозначением их посадок и номер стандарта, например при центрировании по

наружному диаметру D - 8 х 36 X 40 X 7^?

al1 по по

ГОСТ 1139—80.

Зазоры по центрирующим поверхностям должны быть минимальными. Зазоры по нецентрирующим диаметрам выполняются всегда большими.

Длина соединения I (рис. 18.7) выбирается равной (0,8...1,5)d. При I < 0,8d уменьшается продольная устойчивость детали на валу, а при I > 1,5d уменьшается фактическая площадь контакта центрирующих поверхностей из-за сниже-

ния точности изготовления. Соединение малой длины (Z < < 0,8

Профиль соединения с эвольвентными зубьями (см. рис. 18.4, б) стандартизирован и отличается от профиля зубчатых колес увеличенным углом исходного контура до 30° и уменьшенной высотой зуба, равной величине модуля. Используются модули от 0,5 до 10 мм. За номинальный диаметр соединения принят наружный диаметр D.

Центрирование соединения может быть по наружному (см. рис. 18.5, г) или внутреннему (см. рис. 18.5, д) диаметрам или по боковым сторонам (см. рис. 18.5, е). Наиболее распространено центрирование по боковым сторонам, более полно отвечающее технологии изготовления эвольвентного зубчатого соединения. Зубья вала и протяжки для калибровки пазов в ступице обрабатываются на оборудовании для изготовления зубчатых колес. Но для реализации технологических преимуществ эвольвентных соединений втулка должна иметь твердость, при которой возможна обработка протягиванием (< 350 НВ).

Условное обозначение соединения должно включать величину номинального диаметра, величину модуля, посадку центрирующих элементов и номер стандарта. Например, для соединения с D = 50 мм и т = 2 мм при центрировании по наружному диаметру, по внутреннему диаметру и по боковым сторонам обозначения будут иметь соответственно следующий вид: 50 х H7/h6 х 2 ГОСТ 6033—80; 50 х 2 х H7/h6 ГОСТ 6033—80; 50 х 2 х 9H/9g ГОСТ 6033—80. В первых двух случаях (при центрировании по одному из диаметров) указаны отклонения соответствующих цилиндрических поверхностей втулки и вала, а при центрировании по боковым сторонам цифрой указаны степени точности ширины паза втулки и толщины зуба вала (буква — отклонение их размеров).

Часто посадка по зубьям выполняется свободной, а вал и втулка центрируются по специальным поверхностям. Такое решение принимается при коротких шлицах с I < 0,5d> не обеспечивающих продольной устойчивости детали на валу, или когда нельзя осуществить центрирование по боковым сторонам из-за невозможности шлифования пазов втулки и применяется центрирование по специальным кольцам, размеры которых стандартизированы (рис. 18.7, б).

Эвольвентные соединения по сравнению с прямобочными имеют:

  • ? увеличенную несущую способность из-за большего числа зубьев;
  • ? повышенную прочность вала вследствие увеличенного радиуса скругления у корня зуба;
  • ? возможность обработки на стандартном зуборезном оборудовании.

Широкое распространение эвольвентных соединений ограничивается только относительно малым опытом их применения.

Зубчатые соединения с треугольным профилем (см. рис. 18.4, в) не стандартизированы. Эти соединения — мелко- шлицевые с модулем 0,2...0,5 мм и числом зубьев 20...70. Угол при вершине зуба принимается чаще всего равным 72°. Центрирование осуществляется по боковым сторонам зубьев. Такие соединения применяются при стесненных радиальных габаритах (при тонкостенных втулках), для замены посадок с натягом (при небольших вращающих моментах) и для регулирования углового положения детали на валу (например, качалки рулевого управления).

При передаче вращающего момента зубья соединений испытывают напряжения смятия, среза и изгиба. Расчет ведется только по критерию смятия.

Работоспособность зубчатых соединений зависит также от сопротивления изнашиванию сопрягаемых поверхностей, связанному с их взаимным перемещением при наличии радиальных смещений и угловых перекосов геометрических осей втулки и вала. Эти смещения и перекосы вызываются зазорами и деформациями деталей соединения. Деформации вала от изгиба и кручения приводят к микросдвигам поверхностей контакта, зависящим как от величины зазоров в соединении, так и от режимов работы. Вместе с тем силы, нагружающие соединение, и продольные моменты вызывают неравномерное распределение нагрузки между зубьями по их длине.

Если на соединение действует только вращающий момент, производится расчет на смятие. Если на соединение кроме вращающего момента действуют также радиальные силы и изгибающие моменты, основным является расчет по критерию износостойкости.

Условие прочности на смятие о < [осм]; условие износостойкости о < [оизи], где о — среднее давление на рабочих поверхностях; [асм] — допускаемое напряжение смятия менее прочного материала соединения; [аизн] — допускаемое напряжение износа для менее твердой поверхности соединения.

Среднее давление вычисляется по формуле:

где Тр — расчетный вращающий момент; dm — средний диаметр соединения, dm = 0,5(D + d) для прямобочного, dm = mz для эвольвентного; z — число зубьев; тп — модуль; I — рабочая длина соединения; h — рабочая высота зубьев, h = 0,5(Z> - - d) - 2с для прямобочных, h = тп для эвольвентных, с — величина фаски, v|/ коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями соединения, у =0,5...0,8 (большие значения для эвольвентных профилей и для центрирования по боковым поверхностям).

Допускаемые напряжения смятия [осм] и износа [аизн] для прямобочных соединений приводятся в ГОСТ 21425—75. Для упрощенных расчетов неподвижных соединений всех видов рекомендуется [осм] в мегапаскалях выбирать из табл. 18.1, составленной с учетом практики эксплуатации.

Для подвижных соединений, передающих вращающий момент, но перемещающихся без нагрузки, табличные значения уменьшаются в 3 раза. Для подвижных соединений под на-

Таблица 18.1

Условия эксплуатации соединения

Твердость поверхности наименее твердой из сопрягаемых поверхностей

Не более 350 НВ

Не менее 40 HRC

Тяжелые (знакопеременная нагрузка с ударами и вибрацией, большие углы перекоса, отсутствие смазки)

25...40

30...50

Средние (переменная нагрузка, малые углы перекоса, бедная смазка)

45...75

75...105

Легкие (приближенно статическая нагрузка, практическое отсутствие перекоса, хорошая смазка)

60...90

90...150

грузкой при твердости не менее 40 HRC [асм] = 5..Л5 МПа в зависимости от условий эксплуатации.

Профильными называются соединения, в которых вращающий момент передается гладкими некруглыми поверхностями: лысками (рис. 18.8, а) или гранями (рис. 18.8, б, в). Возможное число лысок — 1, 2, 3, граней — 3, 4, ... . Соединения с лысками, в которых втулки центрируются на валах по цилиндрической поверхности, имеют большую точность центрирования, чем соединения с гранями, хотя уступают последним по несущей способности. Из соединений с гранями, центрирующимися по плоским поверхностям, более широко применяется соединение с четырьмя гранями, как более технологичное, однако соединение с тремя гранями обеспечивает лучшую соосность и имеет большую несущую способность. Силы, передающие вращающий момент, направлены перпендикулярно граням (лыскам) и действуют на небольшом плече относительно центра вала. Приближенно можно считать, что напряжения смятия распределяются на половине каждой грани (лыски) по закону треугольника (рис. 18.8, б). Полагая, что в передаче вращающего момента принимают участие все грани (лыски), величина передаваемого момента из условия равновесия (рис. 18.8, б):

где г — число граней (лысок); А — рабочая площадь одной грани А = (6/2)Z; R — радиус действия равнодействующей от сил смятия, R ~ (2/3)6/2; b — ширина грани (лыски); I — рабочая длина соединения (рис. 18.9), / = (1...1,5)с/.

Условие прочности по напряжениям смятия:

где [асм] назначается для менее прочного материала контактирующей пары в соответствии с рекомендациями (разд. 18.1).

Рис. 18.9

По сравнению со шпоночными и зубчатыми соединениями профильные соединения, обладая рядом достоинств (отсутствие выступающих элементов, вызывающих концентрацию напряжений, возможность точной обработки обеих сопряженных поверхностей с высокой твердостью), имеют меньшую несущую способность из-за большой величины максимального напряжения смятия. Поэтому они применяются в основном в соединениях с малой величиной вращающего момента.

При конструировании профильных соединений необходимо обеспечивать фиксацию посаженной на вал детали в осевом направлении. В механизмах малой мощности применяется упор насадной детали в торец вала с фиксацией установочным винтом (рис. 18.9, а). Чаще всего используется затяжка винтами (рис. 18.9, б) или гайками (рис. 18.9, в). Затяжка на упорные поверхности буртика п (рис. 18.9, в) предпочтительнее, чем на ступенчатые участки т перехода граней в цилиндрическую поверхность вала (рис. 18.9, б), так как трудно достичь расположения торцевых поверхностей т в одной плоскости.

 
Посмотреть оригинал
Если Вы заметили ошибку в тексте выделите слово и нажмите Shift + Enter
< Предыдущая   СОДЕРЖАНИЕ   Следующая >
 

Популярные страницы