Материал шпонок и допускаемые напряжения

 

Стандартные шпонки изготовляют из чистотянутых стальных прутков - углеродистой или легированной стали с пределом прочности s_в ³ 600 Мпа, - чаще всего из стали 45.

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений:

при стальной ступице и спокойной нагрузке , при чугунной ступице - .

В подвижных (в осевом направлении) соединениях [s]_см=20...30 н/мм².

Допускаемое напряжение на срез шпонок[t]_ср = 70...100 н/мм².

 

Оценка соединений призматическими шпонками и их применение

 

Призматические шпонки широко применяют во всех отраслях машиностроения. Простота конструкции и сравнительно низкая стоимость - главные достоинства этого вида соединений. Отрицательные свойства: соединение ослабляет вал и ступицу шпоночными пазами; концентрация напряжений в зоне шпоночной канавки снижает сопротивление усталости вала; прочность соединения ниже прочности вала и ступицы, в особенности при переходных посадках и посадках с зазором. Поэтому шпоночные соединения не рекомендуют для быстроходных динамически нагруженных валов.

 

Общие замечания по расчету шпоночных соединений

 

Все размеры шпонок и допуски на них стандартизованы. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки (табл. 4.1 и 4.2).

Потому при проектных расчетах размеры b и h берут по справочнику и определяют l. Расчетную длину шпонки округляют до стандартного размера, согласуясь с размером ступицы.

 

Таблица. 4.1

 

Шпонки призматические (размеры, мм)

 

Диаметр вала d	Размеры шпонки	Глубина паза
b	h	l*	(вал) t1	(втулка) t2
Свыше 12 до 17 “17 “ 22 “22 “ 30			10-56 14-70 18-90	3,5	2,3 2,8 3,3
Продолжение табл. 4.1
Диаметр вала d	Размеры шпонки	Глубина паза
b	h	l*	(вал) t1	(втулка) t2
Свыше 30 до 38 “ 38 “ 44 “ 44 “ 50 “ 50 “ 58 “ 58 “ 65			22-110 28-140 36-160 45-180 50-200	5,5	3,3 3,3 3,8 4,3 4,4
Свыше 65 до 75 “ 75 “ 85 “ 85 “ 95			56-220 63-250 70-280	7,5	4,9 5,4 5,4

 

Таблица 4.2

 

Шпонки сегментные по ГОСТ 24071-80 (размеры, мм)

 

Диаметр вала d для шпонки, передающей вращающий момент	Номинальные размеры шпонки	Глубина паза
b	h	d 1	l	t (вал)	t 1 (втулка)
Св. 8 до 10		5	13	12,6	3,8	1,4
“ 10 “ 12 “ 12 “ 14 “ 14 “ 16 “ 16 “ 18		6,5 6,5 7,5 6,5		15,7 15,7 18,6 15,7	5,3 5,0 6,0 4,5	1,4 1,8 1,8 2,3
“ 18 “ 20 “ 20 “ 22 “ 22 “ 25		7,5		18,6 21,6 21,6	5,5 7,0 6,5	2,3 2,3 2,8
“ 25 “ 28				24,5	7,5	2,8
“ 28 “ 32				27,3	8,0	3,3
“ 32 “ 38				31,4		3,3

 

 

В тех случаях, когда одна шпонка не может передать заданного момента, устанавливают две или три шпонки. При этом следует учитывать, что постановка нескольких шпонок связана с технологическими затруднениями, а также ослабляет вал и ступицу. Поэтому многошпоночные соединения почти не применяют. Их заменяют шлицевыми (зубчатыми) соединениями.

 

Шлицевые соединения

 

Многошпоночные соединения, в которых шпонки (зубья) изготавливают совместно с валом, называют шлицевыми или зубчатыми.

Зубья шлицевого соединения имеют прямобочную, эвольвентную или треугольную форму.

Наибольшее распространение получили прямобочные и эвольвентные зубчатые соединения, применяемые как в подвижных, так и в неподвижных соединениях.

Шлицевые соединения с треугольным профилем не стандартизованы. Их применяют в неподвижных соединениях тонкостенных втулок или пустотелых валов, передающих небольшой момент, а также при малых регулировочных поворотах детали.

В зависимости от режима работы стандартом ГОСТ 1130-80 предусмотрены три серии соединений с прямобочными зубьями: легкая, средняя и тяжелая (табл. 4.3).

Таблица 4.3

Основные геометрические параметры шлицевых прямобочных соединений по ГОСТ 1139-80, (размеры, мм)

d	Легкая серия	Средняя серия	Тяжелая серия
D	b	Z	f	D	b	Z	f	D	b	Z	f
	- - - - -	- - - - -	- - - - -	- - - - - 0,2 0,3 0,3				0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4	- -	- - 2,5	- -	0,3 0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4
				0,4 0,4 0,4 0,4 0,5 0,5 0,5				0,4 0,4 0,4 0,5 0,5 0,5 0,5				0,4 0,5 0,5 0,5 2,5 0,5 0,5
				0,5 0,5 0,5				0,5 0,5 0,5				0,5 0,5 0,5

 

Легкую серию применяют для легконагруженных неподвижных соединений, среднюю - для соединений средненагруженных подвижных, в которых втулка перемещается по шлицам без нагрузки, тяжелую - для передачи больших моментов и при передвижении втулок под нагрузкой. Прямобочные соединения центрируют по боковым граням шлицев, наружному или внутреннему диаметру (рис. 4.6) шлицевого вала.

Рис. 4.6. Схемы центрирования прямобочных шлицевых соединений: а - по боковым поверхностям; б - по наружному диаметру; в - по внутреннему диаметру; схемы справа - форма сечения пазов ступицы (а) и вала (б и в)

 

Соединения с эвольвентными зубьями (рис. 4.7) имеют исходный контур и форму зубьев по ГОСТ 6033-80. Их можно центрировать по боковым граням и наружному диаметру.

Рис. 4.7. Шлицевое соединение с эвольвентными зубьями

 

Центрирование по боковым граням шлицевых соединений применяют для передачи больших моментов. При высоких требованиях к соосности вала и ступицы центрирование выполняют по наружному или внутреннему диаметру. Центрирование по наружному диаметру более технологично. Центрирующие поверхности вала шлифуются, а центрирующие поверхности отверстия калибруются протяжками. И только при высокой твердости материала ступицы (НВ ³ 350) рекомендуют центрирование по внутреннему диаметру. В этом случае центрующие поверхности отверстия и вала шлифуют.

Основные размеры шлицевых эвольвентных соединений приведены в табл. 4.4.

 

Таблица 4.4

 

Основные геометрические параметры шлицевых эвольвентных соединений ГОСТ 6033-80 (размеры, мм)

 

D	Число зубьев z при модуле m	D	Число зубьев z при модуле m
0,8*		1,5	2*	2,5	2*	2,5	3,0	5*
							-	-			- - -
Примечания. 1. При выборе наружного диаметра и модуля предпочтительны значения, не отмеченные звездочкой. 2. Числа зубьев, заключенные в рамку, предпочтительны.

 

Основными критериями работоспособности зубчатых соединений являются сопротивления рабочих поверхностей зубьев смятию и коррозионно-механическому изнашиванию.

Последнее возникает при очень малых колебательных относительных перемещениях сопряженных поверхностей. В зубчатых соединениях такие перемещения связаны с деформациями и зазорами.

Исследования зубчатых соединений позволили разработать ГОСТ 21425-75 по расчету их нагрузочной способности. Ниже излагается методика такого расчета с некоторыми упрощениями и сокращениями.

 

4.5.1. Расчет по напряжениям смятия

 

Учитывая рис. 4.8 и допуская равномерное распределение нагрузки между зубьями и по длине зубьев, получаем

 

 

где Т - крутящий момент, передаваемый соединением; d_m = 0,5(D+d) - средний диаметр прямобочных зубьев; Z - число зубьев; h = 0,5(D-d) - 2 f - рабочая высота прямобочных зубьев; для эвольвентных зубьев

 

h» m и d_m = Z m,

 

где m - модуль; l - рабочая длина зубьев.

Размеры поперечного сечения зубьев выбирают по таблицам стандартов в зависимости от диаметра вала. Длину зубьев рассчитывают и согласуют с длиной ступицы.

Таблица 4.5