Проектирование узлов и механизмов для передачи крутящего момента

Центрирование по боковым граням шлицев (см. вид г) применяют:

а) в соединениях, требующих строгой прямолинейности и плоскостности боковых граней шлицев (например, в передвижных направляющих соединениях);

б) в соединениях, где насадная деталь нагревается при работе или подвергается растяжению действием центробежных сил (роторы), в результате чего размеры посадочного отверстия увеличиваются. Центрирование по боковым граням позволяет сохранить правильность посадки детали на вал.

 Боковые грани шлицев вала  обычно шлифуют. У основания  шлицев предусматривают канавки  (виды б, в).

2. Эвольвентные шлицы.

Эвольвентные шлицы представляют собой зубья эвольвентного профиля  характеризуемые модулем т, числом зубьев z и углом зацепления α. Центрирование – обычно по боковым граням. Посадка может быть с натягом, зазором или переходная. Реже применяют центрирование по наружному диаметру шлицев.

 

 

 

13. Эвольаентные шлицы.

3. Треугольные шлицы.

Шлицы треугольного профиля применяют  главным образом в мелкошлицевых  соединениях. Угол α при вершине шлица вала обычно равен 60°. Центрирование выполняют по боковым граням.

Подобно эвольвентным шлицам треугольные  шлицы применимы в соединениях  со ступицами, выполненными из не слишком  твердого материала (НВ < 350).Треугольные  шлицы с галтелями большого радиуса  у основания шлицев обладают несколько  большей прочностью на изгиб, чем эвольвентные.

Мелкие шлицы треугольного профиля  можно получить на валу накатыванием с выигрышем в прочности и  производительности изготовления.

Разновидностью треугольных шлицев являются трапецеидальные шлицы, характеризующиеся  малым углом α при вершине шлица (40-60º) и большими закруглениями у основания.

4. Конусные шлицевые соединения.

Конусные шлицевые соединения обеспечивают беззазорное центрирование; ступица  не нуждается в упоре; затяжка  на конус предупреждает наклеп и  разбивание шлицев.

Однако изготовление этих соединений значительно сложнее, чем цилиндрических. При центрировании по наружному  диаметру (рис. 14, а) на конус выполняют вал и поверхности впадин в отверстии. Угол конусности делают равным 3-5º. Впадины в отверстии протягивают каждую в отдельности одношлицевой протяжкой под углом к оси отверстия.

  При центрировании по внутреннему  диаметру (рис. 14, б) впадины в отверстии протягивают обычной многошлиценой протяжкой; внутреннюю поверхность шлицев шлифуют на конус. Впадины на валу шлифуют на конус с помощью профильных кругов с продольной подачей под углом к оси вала.

14. Конусное шлицевое соединение.

5. Прочность шлицев различного профиля

В основе сравнительной оценки прочности  шлицев принято следующее:

а) высота шлицев мала по сравнению с диаметром вала.

Это допущение, позволяющее пренебрегать кривизной средней окружности шлицевого  соединения и рассматривать шлицы  как бы расположенными в одной  плоскости.

б) доля числа шлицев, воспринимающих крутящий момент, одинакова.

Для прямоугольных шлицев предполагается, что ширина их по средней окружности равна ширине пазов. Это – условие равнопрочности щлицев вала и ступицы и вместе с тем условие размещения максимального числа их по окружности соединения и получения наименьших напряжений в шлицах.

В цилиндрических соединениях прочность шлицев ступицы  на изгиб получается при этих исходных данных несколько больше, чем на валу, вследствие уширения шлицев ступицы  к основанию.

Прочность на изгиб и смятие шлицевых соединений с симметричными шлицами не зависит от размера и числа шлицев и определяется только их профилем.

Наиболее  выгодны по прочности треугольные  шлицы, практически равноценны им –  эвольвентные, наименее прочны – прямоугольные.

Прочность прямоугольных шлицев определяется отношением ширины шлица к его высоте и = Ь/Н; треугольных – углом α при вершине и радиусом Рн у основания шлицев; эвольвентных – углом профиля α₀ и коэффициентом f высоты профиля.

Оптимальные по прочности параметры: для прямоугольных шлицев и = 1÷2; для треугольных α = 60 ÷ 70º при Рн = 0,1 ÷ 0,2; для эвольвентных α₀ = 30º при f  = 1 и α₀ = 20 ÷ 25º при f  = 0,6.

Выгодно применять мелкие шлицы, способствующие уменьшению радиальных размеров соединения и повышению прочности вала и  втулки.

Для упрощения изготовления целесообразно унифицировать размеры шлицев в возможно большем диапазоне диаметров.

Торцовые шлицы

В соединениях с ограниченными  осевыми размерами применяют  торцевые шлицы, представляющие собой  зубья треугольного профиля, нарезанные на торцах соединяемых деталей (рис. 15) и стянутые осевой силой.

15. Соединение торцевыми шлицами.

Для полного прилегания рабочих  поверхностей сопрягающихся шлицев необходимо, чтобы образующие шлицев сходились в центре соединения. Соединение самоцентрирующееся.

Торцовые шлицы нарезают фрезерованием профильной фрезой или строганием фасонным резцом. Точные поверхности стягиваемых деталей (например, поверхность т на рис. 15) обрабатывают в сборе после затяжки шлицев. Во избежание нарушения достигнутой точности необходимо конструктивно обеспечить сборку соединения каждый раз в исходном положении.

Торцовые шлицы отличаются от радиальных следующим:

а) длина L шлицев ограничена диаметральными размерами соединения L = (0,3 ÷0,5) R;

б) окружная сила, действующая на торцовые шлицы, увеличена по сравнению с силой, действующей на радиальные шлицы, в отношении R/Rcp = 1,2 ÷ 1,4;

в) при передаче крутящего момента  в соединении возникает осевая сила 

Рос = (Мкр/Rср)*tg α/2,  где α – угол при вершине профиля шлица в среднем сечении. Во избежание расхождения стыка сила затяжки должна быть Р зат = п * Рос, где п – коэффициент запаса (обычно п = 1,5 ÷ 2).

Положительной особенностью торцовых шлицев является затяжка рабочих  поверхностей (стесненный изгиб). Практически  они работают на срез, и прочность  их почти всецело определяется напряжениями смятия.

6. Правила конструирования шлицевых соединений.

В шлицевых валах наиболее напряженным  является сечение А - А (рис. 16, а), в котором действуют полный крутящий момент, передаваемый соединением, и напряжения изгиба шлицев. Степень концентрации напряжений зависит от формы перехода от шлицев к валу.

Для снижения напряжений в этом сечении  целесообразно увеличивать внутренний  диаметр Dн (вид б) на 15-20% по сравнению с диаметром d вала.

Равномерность нагрузки по длине шлицев сильно зависит от формы ступицы и вала. Следует избегать резких изменений сечений, а там, где они необходимы по конструкции, учитывать направление силового потока. Конструкция в насадной детали нецелесообразна. Нагрузка на шлицы передается преимущественно в узле жесткости (участок перехода ступицы в диск); остальная часть шлицев нагружена слабо. Нагрузка на шлицы выравнивается, если диск перенести к переднему обрезу ступицы и сделать переход диска в ступицу более плавным (вид г).

16. Усиление шлицевых соединений.

   Входные кромки шлицев  как на валу так и во втулке  должны иметь фаски для облегчения  монтажа во избежание концентрации  силы на кромках, а также  с целью предупреждения случайного  забоя шлицев при монтаже, демонтаже  и транспортировке.

Снятие фасок на угловых кромках (рис. 17, а) недостаточно. Правильнее выполнять шлицы со скосом (вид б) под углом В = 15÷30º так, чтобы наружный диаметр D₁ фаски на ступице был несколько больше диаметра D_нар впадин шлицев, а внутренний диаметр d₂ фаски на валу – несколько меньше диаметра d_вн впадин на валу.

Заправка торцов по контуру обязательна  в шлицах, предназначенных для  переключения (например, в муфтах сцепления).

Шлицы ступиц рекомендуется утапливать по отношению к торцу (вид г). Эта мера предупреждает забой шлицев, увеличивает, прочность участка выхода шлицев и облегчает сборку,  особенно при соединении тяжелых деталей в горизонтальном положении.

Если шлицевой вал имеет продолжение, то можно облегчить сборку, выполнив на ближайшей  к шлицам части вала центрирующий поясок m (вид д) диаметром, несколько меньшим внутреннего диаметра шлицев.

17. Заправка торцов шлицев.

7. Особые виды центрирования.

Центрирование по специальным поверхностям применяют:

а) в соединениях с короткими  шлицами, не обеспечивающими продольной устойчивости насадной детали;

б) в соединениях, передающих переменный крутящий момент или нагруженных  периодически действующим опрокидывающим моментом;

в) в соединениях с эвольвентными  или треугольными шлицами со ступицами, термически обработанными до твердости  более HRC 40, когда точное центрирование по боковым граням шлицев неосуществимо из-за невозможности шлифования пазов отверстия.

В конструкции на рис. 18,а вал снабжен дополнительным центрирующим пояском  f  на участке выхода шлицев. Если необходима повышенная точность центрирования, а передаваемый крутящий момент невелик, то протяженность центрирующей поверхности увеличивают, уменьшая длину шлицев (вид б).

При центрировании цилиндрическим пояском h на гладкой части вала (вид в) шлицы вала ослабляются кольцевой выточкой на выходе шлицев. В конструкции г ступица центрируется пояском на уменьшенном внутреннем диаметре шлицев по цилиндрическому пояску 1 на валу.

Центрирование производят также по разрезному кольцу 1 (вид д), заложенному в выточку на выходе шлицев; по цилиндрическому пояску т (вид е) на валу и по кольцу 2 у входа на шлицы; по двум втулкам (вид ж), одна из которых 3 – разрезная, а другая 4 – целая.

Тяжелонагруженные соединения, работающие при циклических нагрузках, центрируют по коническим поверхностям (виды з-м). Натяг на конусах, возникающий при силовой затяжке, эффективно тормозит угловые  
микросмещения ступицы относительно вала, предупреждая выработку, разбивание и наклеп рабочих поверхностей. Вместе с тем конические поверхности воспринимают трением значительную долю крутящего момента, благодаря чему нагрузка на шлицы уменьшаются.

18. Особые виды центрирования.

Затяжка на конические поверхности  вала n (вид з) и q (вид и) нередко приводит к свариванию ступицы и вала.

На виде к представлена конструкция с разрезным коническим кольцом 5, заведенным в кольцевую выточку на участке выхода шлицев. Конструкция л с двумя кольцами, одно из которых разрезное 6, а другое целое 7, помимо гашения угловых колебаний втулок относительно вала, обеспечивает устойчивость против действия опрокидывающих моментов. Недостаток этих конструкций – ослабление шлицев вала кольцевой выточкой.

Целые кольца 8, 9 (вид м) обеспечивают, как и разрезные, практически беззазорное центрирование; упруго деформируясь под действием затяжки, кольца плотно охватывают цилиндрические поверхности вала.

3. Призматические и профильные соединения.

В призматических соединениях крутящий момент передается напряжениями смятия на плоских поверхностях вала – лысках и гранях (рис. 19).

19. Призматические валы.

В этих соединениях нет выступающих  элементов, вызывающих концентрацию напряжений. Однако значительные скачки напряжений возникают на участках перехода несущих плоских поверхностей в цилиндрическую поверхность вала.

Силы, передающие крутящий момент, направлены перпендикулярно к граням и действуют  на небольшом плече относительно центра вала. Вследствие этого на краях  граней возникают повышенные напряжения смятия, возрастающие с увеличением числа граней, т.е. по мере приближения многогранника к окружности.

4. Зубчатые передачи.

1. Общие свединия.

Простейшая зубчатая передача состоит  из двух колес с зубьями, посредством  которых они сцепляются между  собой (20, а-и). Вращение ведущего зубчатого колеса преобразуется во вращение ведомого колеса путем нажатия зубьев первого на зубья второго. Меньшее зубчатое колесо передачи называется шестерней, большее — колесом.

 

20. Виды зубчатых передач.

Зубчатые передачи могут преобразовывать вращательное движение между валами с параллельными (а-г), пересекающимися (д-ж) и перекрещивающимися (з-и) геометрическими осями. По форме различают цилиндрические (а-г, з), конические (д-ж, и), эллиптические, фигурные зубчатые колеса и с неполным числом зубьев. По форме и расположению на зубчатом колесе различают прямые (а, б, д), косые (з, и), шевронные (г), а также круговые (ж) и другие криволинейные зубья. В зависимости от взаимного расположения валов передачи формы зубчатых колес и формы зубьев передачи бывают: цилиндрические — прямозубые (а, б),        косозубые (в) и шевронные (г); конические — прямозубые (д), с тангенциальными зубьями или косозубые (е) и с круговыми зубьями (ж); винтовые (з), состоящие из двух цилиндрических косозубых колес, установленных на перекрещивающихся валах; гипоидные или конические винтовые (и), состоящие из двух конических косозубых или с криволинейными зубьями колес, которые установлены на   перекрещивающихся  валах.

Угол между геометрическими  осями валов конических и винтовых передач может быть в пределах 0...180°, но обычно этот угол равен 90°. В гипоидной передаче угол скрещивания валов принимают равным 90°.