3.2.3. Шлицевые и профильные соединения

Шлицевые, или зубчатые, соединения образуются наружными зубьями на валу и соответствующими пазами-шлицами во втулке (ступице). На рис. 3.36 представлен общий вид шлицевого соединения.

Зубья на валах получают фрезерованием, строганием или накаткой. Существенно сложнее получить шлицы в отверстиях – их образуют долблением или протягиванием. По несущей способности шлицевые соединения делятся на три серии: легкую, среднюю и тяжелую, они отличаются числом зубьев и их высотой. Обычно число зубьев – от 6 до 20.

Рис. 3.36. Общий вид шлицевого вала и втулки

По форме профиля зубья бывают прямобочные, эвольвентные и треугольные (рис. 3.37)

Рис. 3.37. Типы прямобочных (а – в), эвольвентных (г – д)

и треугольных (е) шлицевых соединений:

а – центрирование по d; б – центрирование по D; в – центрирование по b;

г, е – центрирование по боковым поверхностям b; д – центрирование по D;

d – внутренний диаметр шлица; D – наружный диаметр шлица; b – ширина шлица

Прямобочные зубья имеют постоянную толщину зубьев; соединение выполняется с центрированием по боковым граням (см. рис. 3.37, в), по наружному (см. рис. 3.37, б) или по внутреннему (см. рис. 3.37, а) диаметрам.

Центрирование по диаметрам D или d обеспечивает соосность вала и втулки; центрируют по D при твердости втулки до 350 НВ, когда ее можно обработать протяжкой. При высокой твердости втулки рекомендуется центрирование по d, когда центрирующие поверхности на валу и втулке возможно обработать шлифованием.

Условное обозначение прямобочного шлицевого соединения состоит из обозначения поверхности центрирования (D, d или b), числа зубьев z, номинальных размеров d x D с обозначением посадки по центрирующему размеру. Например, обозначает восьмишлицевое соединение с центрированием по внутреннему диаметру и размерами: d = 36 мм, D =40 мм – с посадкой по центрирующему диметру H7/g6.

Эвольвентные зубья предпочтительны для значительных диаметров валов, когда зубья могут быть нарезаны с использованием технологических приемов для зубчатых колес. Соединения с эвольвентными зубьями выполняют с центрированием либо по боковым граням, что предпочтительнее, либо по наружному диаметру зубьев. В качестве номинальных стандартизируемых параметров эвольвентного шлицевого соединения принимают его наружный диаметр D, модуль соединения m и число зубьев z.

Условное обозначение эвольвентного шлицевого соединения состоит из номинальных размеров D x m с обозначением посадки по центрирующему размеру, стоящей после него. Например, 60 х H7/h6 х 2 обозначает эвольвентное шлицевое соединение с D = 60 мм, m = 2 мм, центрированием по наружному диаметру и посадкой по диаметру центрирования H7/h6.

Зубья шлицевого соединения отличаются от обычных зубьев передач тем, что угол профиля составляет 30°, а высота – всего 0,9 ... 1 модуля.

Как прямобочные, так и эвольвентные зубья можно приме­нять для неподвижных и для подвижных шлицевых соединений.

Соединения с треугольным зубом, как правило, неподвижные, и применяются при стесненных габаритах.

Кроме шлицевых соединений, в машиностроении используются так называемые профильные соединения (рис. 3.38), когда сопрягаемые части имеют сечение определенного профиля, чаще всего квадратного или треугольного со скругленными краями.

Соединения с квадратным профилем (рис. 3.38, а) широко известны по посадкам различных ручек и маховичков на валы квадратного сечения (например, в приводах систем управления строительных и дорожных машин). Треугольный профиль со скругленными краями может применяться и для цилиндрических (рис. 3.38, б), и для конических соединений (рис. 3.38, в). В последнем случае соединение воспринимает не только крутящий момент Т, но и силы – осевые F_а и радиальные F_r.

Профильные соединения по сравнению со шпоночными и шлицевыми обеспечивают меньшую концентрацию напряжений и лучшую центровку. Но в отличие от шлицевых эти соединения имеют меньшую несущую способность и менее благоприятные условия работы при осевых перемещениях под нагрузкой.

Рис. 3.38. Профильные соединения:

а – с квадратным профилем; б – цилиндрическое с треугольным профилем со скругленными краями; в – коническое с треугольным профилем

со скругленными краями

Следует заметить, что все упомянутые телескопические соединения – шпоночные, шлицевые, профильные, являющиеся парами скольжения, – сильно изнашиваются и образуют большие осевые силы при осевых перемещениях под нагрузкой. Силы трения в шлицах карданных передач грузовых автомобилей достигают десятков килоньютонов, что нередко приводит к поломкам этих передач.

Подобных недостатков лишены шариковые шлицевые соединения (рис. 3.39), перспективные для подвижных под нагрузкой телескопических соединений (например, в приводах к ведущим колесам автомобилей с независимой подвеской).

Рис. 3.39. Шариковое шлицевое соединение

На валу и во втулке имеются продольные канавки, заполненные шариками, возврат которых происходит по замкнутым каналам во втулке. Главное преимущество этого телескопического соединения – очень малые осевые силы и изнашивание при осевом перемещении под нагрузкой. Диаметр шариков выбирают около 0,15 ... 0,2 диаметра вала. Твердость поверхности канавок не менее 60 HRС (как у подшипников качения). Канавки имеют полукруглый профиль, если угловые зазоры допустимы, и упорный (арочный) профиль с предварительным натягом при недопустимости зазоров и для большой угловой жесткости.

Несущая способность таких шлицевых соединений качения при движении под нагрузкой в несколько раз выше, чем у шлицевых соединений скольжения.

Расчет шлицевых соединений производится исходя из того, что основными критериями их работоспособности являются сопротивления рабочих поверхностей смятию и изнашиванию (рис. 3.40). Фактически изнашивание регламентируется контактными давлениями, которые должны быть меньше допустимых из расчета на износ [σ_изн].

Рис. 3.40. Расчетная схема шлицевых соединений

Расчет на смятие производится по формуле, аналогичной (3.45):

, (3.46)

где Т – расчетный крутящий момент;

К – коэффициент нерав­номерности распределения нагрузки между зубьями (К = 1,1 ... 1,5);

d_ср – средний диаметр шлицевого соединения;

A_см – площадь смятия;

[σ_см] – допускаемые напряжения смятия.

Площадь смятия

А_см = hl_р z, (3.47)

где l_р – рабочая длина соединения;

z – число зубьев;

h – рабочая высота зубьев.

Рабочая высота зубьев h, как и d_ср, неодинакова для различных типов соединений:

для прямобочных шлицевых соединений

(3.48)

где f_ф – ширина фаски зуба;

для соединений с эвольвентными зубьями

h = 0,815m; d_ср = D – 1,1m (3.49)

и для соединений с треугольными зубьями

h = 0,5(D – d); d_ср = mz. (3.50)

Допускаемые напряжения смятия рассчитывают по формуле

, (3.51)

где [S] = 1,25 ... 1,4 – допускаемый запас прочности (верхнее значение – для закаленных поверхностей);

К_см – коэффициент кон­центрации нагрузки (К_см = 4 … 5);

К_д – коэффициент динамичности (К_д = 2 … 2,5).

Для подвижных соединений [σ_изн] гораздо ниже [σ_см].

Например, для подвижных соединений [σ_изн] = 3 … 70 МПа, для неподвижных – [σ_см] = 35 … 200 МПа.