Шлицевые соединения

Г. И. Скундин, В. //. Никитин
ШЛИЦЕВЫЕ
СОЕДИНЕНИЯ
Г. И. Скундин, В. Н. Никитин ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
МОСКВА «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1981
ББК 34.4f С 46 УДК Ш^Й4г44 Скундин Г. И., Никитин В. Н. С 46 Шлицевые соединения. — М.: Машиностроение,. 1981. — 128 с. ил. В книге изложены проектирование, расчет и технология изготовления’ шлицевых соединений на основе отечественного и зарубежного опыта. Обобщены результаты исследований по повышению долговечности шлицевых соединений. Книга предназначена для инженерно-технических работников машиностроительных заводов, конструкторских и исследовательских организаций, а также может быть полезна студентам вузов механических специальностей. ББК 34.41 6П5.3
31202-017 038(01)-81
17-81. 2702000000
© Издательство ^Машиностроение»,. 1§8 Е
ВВЕДЕНИЕ В машиностроении для передачи вращательного движения широкое распространение получили ’шлицевые соединения, посредством которых соединяют валы с зубчатыми колесами, шкивами ременных передач, маховиками, звездочками цепных передач и др. Общеизвестно применение шлицевых соединений в трансмиссиях тракторов, автомобилей, станков, строительных, дорожных, сельскохозяйственных и других машин. Как показывает опыт эксплуатации и проведенные исследования, шлицевые соединения относятся к быстроизнашиваю-щимся элементам, от работоспособности которых во многом зависит долговечность других деталей трансмиссии, в частности зубчатых колес. Поэтому повышение долговечности шлицевых соединений приобретает важное значение в общей проблеме повышения надежности машин. Производство шлицевых соединений составляет большой удельный вес в машиностроении. Средняя трудоемкость операций по обработке шлицевого профиля валов резанием при принятых в настоящее время технологических процессах составляет 50—60% от общей трудоемкости изготовления шлицевых валов. Совершенствование существующих методов шлицеобработки, а также разработка и внедрение новых, прогрессивных технологических процессов имеет большое народнохозяйственное значение. Глава 1 КОНСТРУКЦИИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 1.1. ВИДЫ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ В настоящее время в машиностроении преимущественно» применяют шлицевые соединения с прямобочным, эвольвентным и треугольным профилем зубьев. Форма шлицевого профиля и размерный ряд прямобочных шлицевых соединений регламентированы стандартом СТ СЭВ 188—75. Стандарт распространяется на шлицевые соединения общего применения с прямобочным профилем зубьев (рис. 1), расположенных параллельно оси соединения, и предусматривает соединения легкой' (табл. 1), средней (табл. 2) и тяжелой (табл. 3) серий. Размерный ряд охватывает соединения с наружными диаметрами-14—125 мм и числом зубьев 6—20. Размеры, приведенные в. Таблица I Размеры прямобочных шлицевых соединений легкой серии, мм (СТ СЭВ 188—75)! Номинальные размер Число зубьев г а, не менее номинальный размер предельное отклонение 10x102x108 10X112X120 Таблица 9 Размеры прямобочных шлицевых соединений средней серии, мм (СТ СЭВ 188—75) Номинальный размер Число зубьев, г а, не менее номинальный размер предельное отклонение г, не более 10x102x112 10X112X125 Таблица 3 Размеры прямобочных шлицевых соединений тяжелой серии, мм (СТ СЭВ 188—75) Номинальный размер zXrfXD Число зубьев г г, не более номинальный размер предельное отклонив 20X102X115 20X112X125 табл. 1—3, не распространяются на специальные шлицевые соединения. Стандарт СТ СЭВ 188—75 предусматривает три вида центрирования втулки относительно вала: по наружному диаметру D (рис. 2, а), внутреннему диаметру d (рис. 2, б) и по боковым сторонам зубьев (рис. 2, в). При первых двух видах центрирования минимальные зазоры задают по поверхностям D или d, зазор по боковым сторонам зубьев также ограничен. По нецентрирующему диаметру предусматривается значительный зазор. При центрировании по b минимальный зазор задают по боковым сторонам зубьев, по диаметральным поверхностям а)    б)    6) Рис. 2. Виды центрирования прямоблочных шлицевых соединений предусматриваются значительные зазоры. Все это обеспечивается за счет соответствующего выбора полей допусков. Зубья (см. рис. 1) имеют плоские боковые поверхности, параллельные их осям симметрии. Для впадин втулки предусмотрена одна форма исполнения, а для зубьев вала — три формы исполнения: А, В и С. При центрировании по внутреннему диаметру шлицевые валы изготовляют в исполнениях Л и С, а при центрировании по наружному диаметру и боковым сторонам зубьев — в исполнении В. Для соединений легкой и средней серий в табл. 1 и 2 размер а дан для валов исполнения А при изготовлении методом обкатывания. Валы соединений тяжелой серии исполнения А, как правило, методом обкатывания не изготовляют. Эвольвентные шлицевые соединения также стандартизованы (СТ СЭВ 268—76 и СТ СЭВ 269—76). Стандарт СТ СЭВ 268—76 распространяется на шлицевые соединения с эволь-вентным профилем зубьев, расположенных параллельно оси соединения, с углом профиля 30°, центрированием по наружному диаметру и по боковым поверхностям зубьев. Допускается также центрирование по внутреннему диаметру. На рис. 3 показаны исходный контур и форма зубьев вала и втулки при центрировании по наружному диаметру и при центрировании по боковым поверхностям зубьев с плоской и закругленной (показана штриховой линией) формой впадины. Основные зависимости для определения размеров зубьев приведены в табл. 4.
6)    г) Рис. 3. Эвольвентные шлицевые соединения (СТ СЭВ 268—76):
а — исходный контур; б —форма зуба при центрировании по D; в —- исходный контур; г — форма зуба при центрировании по боковым поверхностям зубьев
Таблица 4 Параметр Обозначе Величина и зависимость Модуль Делительный окружной шаг зубьев Угол профиля зуба Число зубьев Диаметр делительной окружности Диаметр основной окружности df, = mz cos a Высота зуба вала ^min = ha 4“ hymin Высота зуба втулки H = Ha + Hf Высота головки зуба вала: при центрировании по боковым поверхностям зубьев при центрировании по наружному диаметру ha = 0,45 m ha = 0,55 m Высота головки зуба втулки Яа == 0,45 m Высота ножки зуба втулки: при плоской форме дна впадины . при закругленной форме дна впадины tf/mm=0,55m; H/та x = 0,65 m Hf= 0,77m Высота ножки зуба вала: при плоской форме дна впадины при закругленной форме дна впадины ft/min = 0,55 m; ft/max = 0,65 m ^ /max = 0,83 m Радиус кривизны переходной кривой зуба P/mtn = 0,15 m Номинальная делительная окружная толщина зуба вала s = — m + 2 xm tg a 2 Номинальная делительная окружная ширина впадины втулки e = — m + 2xm tg a Зависимость между геометрическими параметрами эвольвентных шлицевых соединений (СТ СЭВ 268—76)
Параметр Обозна чение Величина и зависимость Номинальный (исходный) диаметр соединения D — mz + 2 хт + 1,1 т Диаметр окружности впадин втулки: при плоской форме дна впадины при закругленной форме дна впадины Df=D Dfmm = D 0,44 m Диаметр окружности вершин зубьев втулки Da = D — 2 m Смещение исходного контура xm = (D — mz — \ ,l m) Диаметр окружности впадин вала: при плоской форме дна впадины при закругленной форме дна впадины d/max == ^ 2,2/71 d/max ~ ^ 2,76 /71 Диаметр окружности вершин зубьев вала: при центрировании по боковым поверхностям зубьев при центрировании по наружному диаметру da — D — 0,2m da = D Диаметр окружности граничных точек зуба втулки Dlmln = da + Fr Диаметр окружности граничных точек зуба вала di = Da Fr Фаска или радиус притупления продольной кромки зуба втулки /С = 0,15 m Радиальный зазор cmin = 0,1 m Примечание. Предельные значения радиального биения зубчатого венца Ff 11-й степени точности по СТ СЭВ 259—76. Стандарт СТ СЭВ 269—76 распространяется на эвольвентные шлицевые соединения с исходным контуром и формой зубьев по СТ СЭВ 268—76 и определяет номинальные диаметры, модули и числа зубьев. Размерный ряд охватывает соединения с модулями 0,5—10 мм, наружными диаметрами 4— 500 мм и числами зубьев 6—82. Размеры эвольвентных шлице- вых соединений с предпочтительными номинальными диаметрами, модулями и числами зубьев приведены в табл. 5. Таблица 5 Предпочтительный размгрный ряд эвольвентных шлицевых соединений, мм (СТ СЭВ 269—76) Номинальный диаметр D Число зубьев г при модуле т Номинальный диаметр D Число зубьев г при модуле т
Треугольные шлицевые соединения применяют как правило, для неподвижных соединений вместо соединений с натягом, что позволяет использовать тонкостенные втулки, а также для соединения втулок из легких сплавов со стальными валами. Основные геометрические параметры регламентируются рекомендацией СЭВ по стандартизации PC 656—66. Рекомендация распространяется на шлицевые соединения с углом профиля 60° при номинальных диаметрах до 60 мм включительно и с полным углом исходного контура 55° при диаметрах 65 мм и более. Форма треугольных шлицевых соединений по PC 656—66 показана на рис. 4. Наименования и обозначения основных геометрических параметров приведены в табл. 6.
Кроме рекомендуемых PC 656—66 в машиностроении применяют треугольные шлицевые соединения по различным отраслевым нормалям. Эти нормали содержат соединения с углом профиля 90, 72 и 60°, номинальными наружными диаметрами 5—75 мм, модулями, 0,2—1,5 мм и числом зубьев 20—70.
По расположению образующей боковой поверхности зуба относительно оси детали различают шлицевые соединения с
Рис. 4. Форма зубьев с треугольным профилем (PC 656—66):
а — при номинальных диаметрах до 60 мм; б — при номинальных диаметрах свыше 65 мм
Таблица б
Геометрические параметры треугольных шлицевых соединений (PC 656—66)
Параметр
Обозначение
Модуль •• ........................
Диаметр делительного цилиндра...............
Внутренний диаметр отверстия (цилиндра выступов) .... • . Внутренний диаметр вала (цилиндра впадин) .........
"ai D<J2 D f.
Наружный диаметр отверстия (цилиндра впадин).......
Диаметр контрольного цилиндра (условного цилиндра, который
служит для контроля шлицевого соединения).........
Радиус закругления впадин вала..............
Радиус закругления впадин отверстия............
Шаг (по дуге делительной окружности)...........
Смещение исходного контура...............
Угол между боковыми поверхностями зуба вала.......
Угол между боковыми поверхностями зуба отверстия.....
прямыми, винтовыми, коническими и торцовыми зубьями. Наибольшее применение имеют соединения с прямыми зубьями. Соединения с винтовыми зубьями используют в механизмах, где необходимо осуществить совместную передачу движения в осевом и окружном направлениях. В частности, такие соединения применяют в приводах стартеров автомобильных двигателей, в некоторых типах коробок передач и др. Конические шлицевые соединения используют в случаях, когда требуется беззазорное соединение. Конусность обычно составляет 1:8, 1:10 и 1:16.
Соединения с торцовыми зубьями встречаются в конструкциях, составных в осевом направлении, например в сцепных муфтах.
К специальным относят шариковое шлицевое соединение (рис. 5), которое состоит из вала и втулки, канавки которых совмещены и в них расположены шарики, передающие нагрузку. При осевом перемещении втулки шарики, вращаясь вокруг своих осей, перемещаются вдоль канавок по замкнутой траектории: из рабочего канала 2, образуемого канавками вала и втулки, в канал поворота 1, через канал возврата 3, находящегося во втулке, в канал поворота 4.
По сравнению с обычными шлицевыми соединениями шариковое шлицевое соединение имеет значительно более малые усилия перемещения, даже при больших опрокидывающих моментах, и обеспечивает возможность полного устранения зазоров. Эти преимущества определяют целесообразность применения шарикового шлицевого соединения в машинах с целью обеспечения легкости, плавности и надежности перемещения под нагрузкой и при необходимости передачи крутящего момента в условиях отсутствия зазоров в соединении. В настоящее время шариковые шлицевые соединения применяют в некоторых механизмах самолетов, прецизионных станков, автомобилей (подвижное соединение карданного вала).
По характеру сопряжения соединяемых деталей шлицевые соединения принято разделять на неподвижные, подвижные без нагрузки и подвижные под нагрузкой. В неподвижных шлицевых соединениях расположенные на валу детали постоянно зафиксированы в осевом направлении. В подвижном без нагрузки соединении деталь может периодически перемещаться в осевом направлении из одного положения в другое в то время, когда нагрузка не передается (например, перемещение зубчатых колес в коробке перемены передач транспортной машины с разрывом потока мощности при выключении муфты сцепления). В подвижных под нагрузкой соединениях осевые перемещения происходят во время действия нагрузки. Характерным примером такого соединения является шлицевое соединение карданного вала автомобиля (рис. 6).
Рис. 5. Шариковое шлицевое соединение Рис. 6. Шлицевое соединение карданного вала автомобиля По виду воспринимаемой нагрузки различают: шлицевые соединения, передающие только крутящий момент; к ним можно отнести шлицевые соединения в карданных валах, а также соединения в глухих втулочных муфтах или в зубчатых сцепных муфтах при хорошем центрировании соединяемых деталей, поскольку в этих случаях другие виды нагрузки малы по сравнению с основной; шлицевые соединения, нагруженные как крутящим моментом, так и радиальной силой, например 'соединение вала с прямозубым зубчатым колесом, звездочкой цепной передачи или шкивом ременной передачи; шлицевые •соединения, нагруженные крутящим моментом, радиальной силой и изгибающим моментом, например соединения вала с зубчатыми колесами с несимметричным расположением зубчатого венца относительно шлицевой ступицы, косозубыми и коническими зубчатыми -колесами; шлицевые соединения, нагруженные только радиальной силой, например в соединениях промежуточного зубчатого колеса с валом. Вид нагружения шлицевого соединения является одним из 'основных факторов, которые учитывают при оценке их нагрузочной способности. 1.2. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Допуски и посадки прямобочных шлицевых соединений по СТ СЭВ 188—75 регламентированы СТ СЭВ 187—75. Общие положения, допуски и основные отклонения размеров d, D и b прямобочных шлицевых соединений приняты по СТ СЭВ 145—75. Рекомендуемые стандартом поля допусков валов и втулок и схема их расположения (в интервале размеров 30—50 мм) приведены на рис. 7. Для предпочтительного применения рекомендуют следующие посадки: центрирующего диаметра d—Я7//7, H7/g6, Н7//в7; по ширине 6 при центрировании по внутреннему диаметру — D9/H9, D9/ja7, £>9/я7, F\0/f9, Fl0/ja7, /elO/dlO; центрирующего диаметра £>—Я7//7, //7//s6; по ширине b при центрировании по наружному диаметру — F8//7, F8//8, FS/ja7; по ширине b при центрировании по боковым сторонам зубьев — FS/ja7f D9/e8, D9/f&, F\0/d9, F\0/fS. По нецентрирующим диаметрам всегда предусматривают значительный зазор, величина которого должна быть достаточной для обеспечения сопряжения только по посадочным поверхностям. При определении величины этого зазора учитывают размеры фасок и закруглений у зубьев и впадин, а также допустимую несоосность поверхностей наружного и внутреннего диаметров. Для нецентрирующего наружного диаметра рекомендуют поле допуска //12 Рис. 7. Схема рекомендуемых полей допусков прямобочных шлицевых соединений (СТ СЭВ 187—75) у втулки и all у вала. Для нецентрирующего внутреннего диаметра у втулки рекомендуют применять поле допуска #11, а у вала диаметр d принимают не менее диаметра di по СТ СЭВ 188—75. Допуски и посадки стандарта СТ СЭВ 187—75 не распространяются на прямобочные шлицевые соединения неответственных деталей изделий, например деталей, не передающих крутящий момент, зубчатые шайбы и т. п. Стандарт СТ СЭВ 187—75 устанавливает нормы точности по отклонениям от параллельности зубьев вала и впадин втулки. При длине шлицевого вала или втулки, превышающей длину комплексного калибра, предельные отклонения от параллельности сторон зубьев вала и впадин втулки относительно оси центрирующей поверхности не должны превышать на длине 100 мм: 0,03 мм — в соединениях повышенной точности при допусках на размер Ъ от /76 до /Г8; 0,05 мм — в соединениях нормальной точности при допусках на размер b от JT9 до /ПО. Обозначения прямобочных шлицевых соединений валов и втулок содержат: букву, обозначающую поверхность центрирования; число зубьев и номинальные размеры dy D и b соединения, вала и втулки; обозначения полей допусков или посадок диаметров, а. также размера Ь> помещенные после соответствующих размеров. Допускается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров. Пример условного обозначения соединения с числом зубьев z=8, внутренним диаметром <i=46 мм, наружным диаметром £> = 50 мм, шириной зуба 6=9 мм с центрированием по внутреннему диаметру, с посадкой по диаметру центрирования H7fg6 и по размеру b D9/[9:d—8X46#7/g6X X 50# 12/a 11 X 9D9//9; то же, при центрировании по наружному диаметру с посадкой по диаметру центрирования #7//7 и по размеру b F8lf8: D — 8x46X50#7//7X9F8//r8; то же, при центрировании по боковым сторонам: b — 8 X 46 X 50#12/all X X 9D9/e8. Пример условного обозначения втулки того же соединения при центрировании по внутреннему диаметру: d — 8 X 46Я7 х 50Я12 X9D9. Пример условного обозначения вала того же соединения: d—8x46g6x X 50а И X 9/9. Допуски и посадки шлицевых соединений с эвольвентным профилем зубьев по СТ СЭВ 268—76 и номинальными диаметрами, модулями и числами зубьев по СТ СЭВ 269—76 регламентированы СТ СЭВ 259—76. Допуски и посадки при центрировании по боковым поверхностям зубьев. Расположение полей допусков ширины впадины втулки е и толщины зуба s, а также обозначения допусков, основных отклонений и предельных отклонений показаны на рис. 8. Устанавливаются два вида допусков ширины впадины втулки и толщины зуба вала: Те(Т8)—допуск собственно ширины впадины втулки (толщины зуба вала), контролируемый отдельно в случаях, когда не применяют комплексный калибр; Т — суммарный допуск, включающий отклонение собственно ширины впадины (толщины зуба) и отклонение формы и расположения элементов профиля впадины (зуба), контролируемый комплексным калибром. Стандарт устанавливает следующие ряды основных отклонений, обозначаемых буквами латинского алфавита (строчной — для вала и прописной — для втулки): для ширины впадины втулки — Н\ для толщины зуба вала — гГу ру Пу ky hy gy fy dy Су a. Предусмотрено несколько степеней точности элементов соединений, определяющие значения Т и Те для втулки и вала. Для ширины впадины втулки установлены три степени точности: 7, 9, 11. .Для толщины зуба вала установлено пять степеней точности: 7, 8, 9, 10, 11. Рекомендуемые стандартом поля допусков ширины впадины втулки и толщины зуба вала и схема их расположения (в интервале размера id = 30 ... 50 мм и т=2 ... 4 мм) приведены на рис. 9. Поля допусков обозначают в виде числа, показывающего степень точности, за которым следует Расположение поля допуска толщины зуба s вала
Расположение поля допуска ширины впадины е Втулки Лоле допуска собственно г/Г/vj ширины Впадины (толщины зуба) Поле допуска для отклоне-j^Xvvj мий срормы и расположе-rAVJ ниЯ элементов профиля (Рис. 8. Расположение и обозначение полей допусков эвольвентных шлицевых соединений (СТ СЭВ 259—76) Рис. 9. Схема рекомендуемых полей допусков ширины впадины втулки и толщины зуба вала эвольвентных шлицевых соединений (СТ СЭВ 259—76) буква, показывающая основное отклонение (в отличие от обозначений, принятых в гладких соединениях, где число следует за буквой). Для предпочтительного применения рекомендуют следующие посадки по боковым поверхностям зубьев: 7Я/9г, 7Н/8р, 7Я/7л, 7H/8k, 7Я/7Л, 9H/8k, 9Я/9А, 9H/9gt 9Я/7/, 9 Я/8/, UH/lOd. Допускается применение других посадок, образованных сочетанием полей допусков (см. рис. 9). Допуски и посадки при центрировании по наружному диаметру. Допуски и основные отклонения диаметров окружности впадин втулки D/ и окружности вершин зубьев вала da выбирают по СТ СЭВ *145—75. По СТ СЭВ 259—76 предпочтительными являются посадки: Я7/л6, Я7//86, Я7/Л6, H7/g6t Я7//7. Поля допусков ширины впадины втулки е принимают 9Я и 11 Я, поля допусков толщины зуба вала 9Л, 9g, 9dt 11с, 11а. Допуски и посадки при центрировании по внутреннему диаметру. Допуски и основные отклонения для диаметров окружности вершин зубьев втулки Da и окружности впадин вала df выбирают по СТ СЭВ 145—75. Предпочтительными являются посадки: Я7/л6, Я7/Л6, H7/g6. Поля допусков ширины впадины втулки е и толщины зуба вала s выбирают те же, что и при центрировании по наружному диаметру. Допуски и основные отклонения нецентрирующих диаметров выбирают по СТ СЭВ 145—75. Применяемые поля допусков обеспечивают значительные зазоры по нецентрирующим диаметрам. Например, при центрировании по наружному диаметру применяют следующие поля допусков нецентрирующих диаметров: для Da — ЯП, для df — h 16 (при плоской форме дна впадины). Обозначения шлицевых соединений, валов и втулок содержат: номинальный диаметр соединения D\ модуль пг\ обозначение посадки соединения (полей допусков вала и втулки), помещаемое после размеров центрирующих элементов; номер стандарта. Примеры, а) обозначение соединения D = 60 мм, т=3 мм с центрированием по боковым сторонам зубьев, с посадкой по боковым поверхностям зубьев 9Я/7/: 60ХЗХ9Я/7/ СТ СЭВ 259—76. Обозначение втулки того же соединения: 60X3X9# СТ СЭВ 259—76; то же, вала: 60X3X7/ СТ СЭВ 259—76. б)    обозначение соединения £> = 60 мм, т=3 мм с центрированием по Dfy с посадкой по диаметру центрирования #7/g6: 60x#7/g6x3 СТ СЭВ 259—76. Обозначение втулки того же соединения: 60Х//7ХЗ СТ СЭВ 259—76, то же, вала: 60Х&6ХЗ СТ СЭВ 259—76. в)    обозначение соединения D = 60 мм, т=3 мм с центрированием по внутреннему диаметру d/, с посадкой по диаметру центрирования Я7/Л6 : /60ХЗХЯ7//16 СТ СЭВ 259—76. Обозначение втулки того же соединения: /60ХЗХЯ7 СТ СЭВ 259—76, то же, вала: i‘60X3x/*6 СТ СЭВ 259—76. Предельные отклонения треугольных шлицевых соединений по PC 656—66 указаны в соответствующих таблицах этих рекомендаций. Выбор допусков и посадок играет весьма важную роль в обеспечении высокой надежности и долговечности шлицевых соединений и определяется многими факторами: технологией изготовления шлицевых деталей, конструктивными особенностями и условиями нагружения соединений, предъявляемыми к ним требованиями. В шлицевых соединениях, которые подвергают термообработке до высокой твердости зубьев без последующей механической обработки, приходится применять допуски и посадки с большими гарантированными зазорами с целью компенсации погрешностей формы и взаимного расположения зубьев, возникающих вследствие коробления деталей при термообработке. Чем больше длина осевого перемещения шлицевой втулки, тем больше должен быть зазор между опорными поверхностями сопряженных деталей, необходимый для размещения смазки и компенсации погрешностей изготовления шлицевых деталей. При высоких требованиях к точности центрирования стремятся к получению наименьших зазоров по центрирующим поверхностям. Наряду с повышением кинематической точности уменьшение зазора по центрирующему диаметру, как установлено авторами, является существенным резервом повышения износостойкости рабочих поверхностей шлицевых соединений и долговечности сопрягаемых с валом зубчатых колес (см. гл. 2). 1.3. ПРИМЕНЯЕМОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Шлицевые соединения получили широкое распространение в машиностроении, что объясняется их высокой нагрузочной способностью, конструктивными и технологическими преимуществами перед другими видами соединений типа вал — втулка. Шлицевые соединения применяют для посадки на вал зубчатых колес, фланцев, маховиков, шкивов ременных передач, звездочек цепных передач, муфт, дисков и др. Широко применяют шлицевые соединения в трасмиссиях тракторов, автомобилей, дорожно-строительных и сельскохозяйственных машин, металлорежущих станков. На рис. 10 показаны шлицевые соедине-пня в трансмиссии трактора: вала 3 с подвижными 2 и неподвижными 1\ зубчатыми колесами, вала 4 с неподвижными зубчатыми колесами 5 и вала 6 с фланцем 7. Ежегодно в нашей стране изготовляют более 40 млн. шлицевых валов [15], из них около 20 млн. штук в автотракторном и сельскохозяйственном машиностроении. /    г
Рис. 10. Шлицевые соединения в трансмиссии трактора
Наибольшее распространение в отечественном машиностроении в настоящее время имеют прямобочные шлицевые соединения, доля которых составляет 80—90%. Соединения с эволь-вентным профилем зубьев стали получать широкое применение в последние 15—20 лет. Это объясняется тем, что их нагрузочная способность выше, чем у прямобочных. Накоплен большой опыт изготовления эвольвентных шлицевых соединений в условиях массового производства. Например, на Волгоградском, Алтайском, Минском, Онежском и Челябинском тракторных заводах большинство сборочных единиц новых моделей машин переведены в эвольвентные шлицевые соединения. Применяемость прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений в коробках перемены передач тракторов и автомобилей, а также в трансмиссиях экскаваторов приведена в табл. 7. Выбор типа шлицевых соединений связан с конструктивными и технологическими особенностями прямобочных и эволь- Таблица 7 Применяемость шлицевых соединений Машина Марка, машина с прямобочными соединениями с эвольвентными соединениями Трактор ДТ-54А; Т-74; К-701; Т-40; Т-28Х4; Т-25; Т-38М; Т-54В; ТДТ-55; Т-150 ДТ-75; Т-100М; Т-130; Т-4А; МТЗ-50/80:, ТДТ-75 Автомобиль ГАЗ-51 А; ГАЭ-53Ф; ЗИЛ-130; УАЗ-452; ГАЗ-69; ГАЗ-24; МЗМА-412 МАЗ-200; МАЗ-500; УРАЛ-375; ЗАЗ-965 Экскаватор Э-ЗОЗА; Э-652Б4. Э-304В; ЭТЦ-163; ЭТЦ-202А ЭТЦ-205С; ЭО-262А; Э-153; Э-2131А вентных шлицевых соединений. Эвольвентный профиль зуба имеет повышенную прочность благодаря утолщению зубьев к основанию и наличию закруглений у основания, что снижает концентрацию напряжений. Для обработки шлицевых валов эволь-вентного профиля требуется меньший комплект более простых фрез с прямолинейными режущими кромками, чем для валов прямобочного профиля. При обработке шлицевых валов эволь-вентного профиля могут быть использованы весьма совершенные технологические процессы, применяемые для зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного изготовления среднегабаритных и крупногабаритных втулок, когда экономически выгодно нарезать зубья втулки долбяком, целесообразней применять эвольвентные соединения, так как одним долбяком определенного модуля обрабатывают втулки широкого диапазона диаметров. Вместе с тем трудоемкость шлифования эвольвентных зубьев вала выше трудоемкости шлифования зубьев прямобочного профиля, а для обработки сопрягаемых с валом втулок необходимы эвольвентные протяжки высокого качества, являющиеся сложным и более дорогостоящим инструментом по сравнению с прямобочными протяжками. В настоящее время шлицевые соединения с различным профилем зубьев применяют без достаточного технико-экономического обоснования. Это приводит к тому, что в ряде однотипных по конструкции и условиям нагружения узлов применяют шлицевые соединения с различным профилем зубьев. Так, в трансмиссии гусеничного трактора Т-74 применяют прямобочные шлицевые соединения, а в подобном по конструкции и тяговому классу тракторе ДТ-75 — эвольвентные. Подобные примеры ^можно привести и для других машин. Как правило, при выборе определенных типов шлицевых соединений в условиях массового производства исходят не из анализа условий нагруже-гния, особенностей конструкции, трудоемкости изготовления, а основываются на принятом на заводе технологическом процессе. Зачастую отсутствует дифференцированный подход к выбору того или иного типа шлицевых соединений с учетом всего комплекса факторов, определяющих долговечность и экономичность изготовления деталей шлицевых соединений. Между тем лрямобочные и эвольвентные шлицевые соединения обладают различной нагрузочной способностью и трудоемкостью изготовления. Как те, так и другие имеют свои экономически обоснованные области применения. Тип центрирования шлицевых соединений выбирают из конструктивных и технологических соображений. Центрирование по наружному или внутреннему диаметру применяют в тех случаях, когда предъявляются повышенные требования к точности взаимного положения сопряженных деталей, например в соединении зубчатого колеса с валом. Такого рода шлицевые соединения часто применяют в металлорежущих станках, для которых точность кинематической передачи играет большую роль, я также в ряде механизмов автомобилей, тракторов, самолетов и других машин, где повышение этой точности увеличивает долговечность зубчатых колес, снижает износ подшипников и других сопрягаемых деталей. Если ступицу по отверстию термически не обрабатывают или обрабатывают до невысокой твердости (#Вг^:3500 Н/мм2), то из технологических соображений .применяют центрирование по наружному диаметру. В этом •случае центрирующие поверхности допускают точную и производительную обработку: на втулке — протягиванием, а на валу — круглым шлифованием. Если ступица по отверстию имеет высокую твердость, то целесообразно применять центрирование по внутреннему диаметру, обрабатывая центрирующие поверхности вала и втулки шлифованием. При этом обеспечивается наиболее высокая точность центрирования. Опыт ряда заводов массовогЬ производства показал возможность применения центрирования по наружному диаметру и для соединений с высокой твердостью поверхностей шлицевых отверстий. Это достигается применением режущих инструментов, допускающих чистовую обработку шлицевого отверстия после термообработки до высокой твердости (дорны, твердосплавные протяжки и др.), путем рационального распределения допусков зубьев до термообработки с учетом деформации и уменьшения коробления деталей при термообработке. Последнее может быть достигнуто за счет внедрения следующих мероприятий (на примере производства зубчатых колес тракторов) : применение стали с уменьшенными по сравнению со стандар-'том пределами содержания углерода (0,05%); строгое соблюдение размера зерен в стали; назначение режима термообработки в зависимости от химического анализа стали; применение предварительной термобработки для создания такой микроструктуры стали, при которой после механической обработки в зубчатых колесах не возникают большие остаточные напряжения; применение автоматического контроля и регулирования режимов термообработки с поддержанием температуры нагрева и охлаждения в узких пределах; внедрение систематического контроля за короблением зубчатых колес после термообработки. В тракторостроении ГОСТ 2796—71 «Валы шлицевые тракторные» и ГОСТ 2794—68 «Шестерни силовых передач тракторов» устанавливают твердость этих деталей не ниже HRC 50. 'Несмотря на высокую твердость зубьев, большинство прямобочных шлицевых соединений тракторов имеет центрирование по наружному диаметру. Центрирование по внутреннему диаметру применяют в прямобочных шлицевых соединениях трансмиссий тракторов Харьковского завода тракторных самоходных шасси и производственного объединения «Кировский завод» и в эвольвентных шлицевых соединениях трактора Т-4А Алтайского тракторного завода и тракторов Т-100М и Т-130 Челябинского тракторного завода. Центрирование по боковым поверхностям зубьев не дает соосности ступицы и вала, но обеспечивает высокую нагрузочную способность соединения при передаче больших крутящих моментов, особенно в условиях динамического или реверсивного нагружения. Поэтому этот вид центрирования применяют в тя-желонагруженных шлицевых соединениях, не требующих точного центрирования ступицы и вала, например, в скользящих шлицевых соединениях карданных валов автомобилей. Глава 2 ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 2.1. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ПОВРЕЖДЕНИИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЯ Характер повреждения шлицевых соединений зависит от условий нагружения, конструкции, технологии изготовления и др. Большое влияние оказывают материал шлицевых деталей, вид и режимы химико-термической обработки, точность изготовления и зазоры в соединении, смазка. Известны следующие основные виды повреждения шлицевых соединений: износ контактирующих поверхностей зубьев; смятие зубьев; поломка и срез зубьев; поломка или скручивание шлицевого вала; разрыв втулки с внутренними зубьями. Из названных видов повреждений шлицевых соединений преобладает износ контактирующих поверхностей зубьев в виде выработки в месте сопряжения вала со втулкой (рис. 11). Это основная причина выхода из строя шлицевых соединений в трансмиссиях тракторов, автомобилей, строительных, дорожных, сельскохозяйственных и других машин. Износостойкость—главный критерий работоспособности большинства шлицевых соединений. Изнашивание зубьев является следствием действия нагрузки и относительных перемещений (скольжения) контактирующих поверхностей. Причинами скольжения являются: перекос или Рис. 11. Износ зубьев вала несоосность деталей шлицевого соединения, погрешности пространственного положения элементов шлицевого профиля, смещение осей вала и втулки под действием радиальной силы. В качестве примера рассмотрим скольжение в шлицевом соединении зубчатого колеса с валом, возникающее из-за отклонения от параллельности зубьев вала относительно его оси. Отклонение от параллельности зубьев вала приводит к перекосу зубчатого колеса на валу, вследствие чего ось 1—1 вала не совпадает (рис. 12) с осью 2—2 зубчатого колеса. В плоскости, перпендикулярной оси вала, возьмем точку А, общую для зубьев вала и зубчатого колеса. После поворота соединения на угол 180° точка А зуба вала займет положение Аи а точка А поверхности впадины отверстия зубчатого -колеса — положение Лг, т. е. первоначальные точки контакта зубьев сместятся в радиальном и осевом направлениях. Указанные смещения обозначены соответственно А\С и Л2С. С увеличением отклонения от параллельности зубьев и удаления рассматриваемой плоскости от точки пересечения осей соответственно увеличивается и смещение точек контакта зубьев. Определим величину радиального смещения А^С при повороте шлицевого соединения на 180°. Из схемы А43=2ЛВ1=2 (АОх+ -f-6) cos а, где б — отклонение от параллельности зубьев вала относительно его оси на длине I, равной расстоянию от точки пересечения осей до рассматриваемой плоскости; a — угол перекоса осей. Из треугольника АКА2 следует, что АК = АА2 cos a = 2 (АОх + б) cos2 a.    (1) Рис. 12. Схема смещения точек контакта зубьев вала и шлицевого отверстия зубчатого колеса
т
Так как А2С=АК—2Л0Ь получим Л2С = 28cos2a— — 2Л OiSin2». Поскольку угол а очень мал, можно принять sin2a = 0 и cos2a = l. Тогда Л2С=2б, т. е. величина радиального смещения точек контакта зубьев равна удвоенной величине отклонения от параллельности зубьев вала на длине /. Наличие радиального смещения подтверждено экспериментально. При измерении (рис. 13, а) на шлицевом валу 1 закрепляли кронштейн 4 с индикатором часового типа 3, измерительная ножка которого упиралась в ступицу шестерни 2. При зацеплении шестерни с колесом и медленном вращении ее под нагрузкой стрелка индикатора фиксировала радиальное смещение шестерни относительно вала. Полученная зависимость радиального смещения р от угла поворота ф при 6 = 0,3 мм на 100 мм длины показана на рис. 13,6. Полный цикл скольжения происходит за один оборот соединения. Аналогичная картина радиальных смещений была получена методом тензометрии при работе с частотой вращения 1500 об/мин. Перекос и несоосность осей соединяемых деталей в шлицевом соединении могут вызываться также положением опор, например, в соединении двух валов с помощью шлицевой муфты. В шлицевом соединении, нагруженном крутящим моментом и радиальной силой (соединения валов с зубчатыми колесами, шкивами ременных передач, звездочками цепных передач), скольжение имеет место и при отсутствии погрешностей изготовления или монтажа. Это объясняется неодинаковой нагруженностью зубьев, расположенных по окружности, а следовательно, и различной величиной их контактных деформаций, что приводит к несоосности деталей соединения. В шлицевом соединении, нагруженном только радиальной силой, несоосность деталей соединения возникает из-за смещения зубчатого колеса относительно вала в направлении действия радиальной силы на величину зазора в зубьях шлицевого соединения.
Анализ условий работы и характера нагружения шлицевых соединений показывает, что одним из основых путей повышения их износостойкости является уменьшение или пол- Рис. 13. Измерение радиального смещения (а) и зависимость радиального смещения точек контакта зубьев от угла поворота шлицевого соединения (б) ное устранение скольжения контактирующих поверхностей зубьев, что может быть достигнуто за счет применения соответствующих конструктивных и технологических мероприятий. В практике эксплуатации известно изнашивание шлицевых соединений и в том случае, когда относительные перемещения контактирующих поверхностей сведены к минимуму, например в неподвижных соединениях при применении переходных посадок. Изнашивание в этом случае вызывается возникновением и разрушением тонких окисных пленок при микроперемещениях и носит название контактной коррозии. Продукты износа представляют собой порошок бурого цвета, напоминающий ржавчину. Частицы окислов остаются в зоне контакта и вследствие малых относительных перемещений поверхностей не выносятся оттуда. Имея более высокую твердость, частицы окислов действуют как абразивы и способствуют усиленному изнашиванию материала. По данным работы [58], в высокооборотных соединениях авиационных двигателей скорость изнашивания из-за контактной коррозии при работе без смазочного материала достигает 25 мкм/ч. Возникновению контактной коррозии способствуют следующие условия: большие давления в контакте; относительные перемещения контактирующих поверхностей с малой амплитудой (до долей микрометра) и большой частотой; отсутствие смазки в зоне трения или ограниченное ее количество; однородные металлы и низкая твердость поверхностей; доступ кислорода в зону контакта. В соответствии с этим меры для предупреждения или ограничения контактной коррозии сводятся к уменьшению контактных давлений, введению в область контакта масла высокой вязкости, повышению твердости рабочих поверхностей, применению разнородных материалов. Смятие зубьев шлицевых соединений наблюдается при низкой твердости их рабочих поверхностей, что характерно для соединений, испытывающих большие динамические нагрузки, например шлицевых соединений механизма поворота экскавато-ров. Поломки зубьев и их срез встречаются редко и являются следствием дефектов механической или термической обработки, ошибок при проектировании или аварийной ситуации. Поломки шлицевого вала носят, как правило, усталостный характер и являются следствием концентрации напряжений в переходных участках шлицевого профиля и местах выбега режущего инструмента. Наблюдается излом вала у торца втулки [57] и в месте уступов на зубьях, образовавшихся на границе изношенных и неизношенных участков, что объясняется более высокой концентрацией напряжений в этих местах. Причинами поломок могут быть также статические перегрузки и дефекты механической или термической обработки. Разрыв втулок с внутренними зубьями вызывают распорные силы в соединениях эвольвентного и треугольного профи-лей и центробежные силы в высокоскоростных приводах. Иногда встречаются и другие виды повреждений шлицевых: соединений, например усталостное выкрашивание поверхностного слоя материала зубьев, заедание при действии больших, нагрузок и высокой температуры в зоне контакта, трещины в. основаниях зубьев. 2.2. ВЛИЯНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ НА НАГРУЖЕННОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС Геометрические параметры шлицевого соединения оказывают влияние не только на работу собственно шлицевого соединения, но и на работу сопряженного с валом зубчатого колеса. В связи с этим исследовали влияние геометрических параметров шлицевого соединения на долговечность зубчатых колесг [42]. Рассматривали изменение нагруженности зубьев зубчатых колес как важнейшего фактора, определяющего их долговечность. По данным работы [40], увеличение нагрузки на зуб прямозубого цилиндрического зубчатого колеса в п раз приводит* к снижению его усталостной долговечности примерно в /г4 раз. Поэтому даже незначительное увеличение нагруженности вызывает очень существенное снижение несущей способности зубчатых колес. В качестве исследуемых геометрических параметров шлицевого соединения приняты следующие: зазор по центрирующему диаметру, зазор по боковым поверхностям зубьев, отклонение от параллельности зубьев относительно оси детали. Исследование зазоров по центрирующему диаметру и боковым поверхностям зубьев обусловлено тем, что они определяет характер сопряжения, т. е. допуски и посадки шлицевых соединений. Отклонение от параллельности зубьев — параметр, определяющий взаимное положение зубчатого колеса и вала при работе соединения (перекос зубчатого колеса на валу) и, следовательно, влияющий на долговечность деталей шлицевого соединения. Влияние другой характерной погрешности изготовления зубьев шлицевого соединения — погрешности окружного* шага — не рассматривали. Это объясняется тем, что погрешность окружного шага зубьев в допускаемых пределах вызывает эксцентриситет начального цилиндра зубчатого колеса относительно оси вала, величина которого в десятки раз меньше допускаемой техническими условиями суммарной погрешности? зацепления. Следовательно, этот геометрический параметр» практически не оказывает влияния на нагруженность зубчатых: колес. Влияние геометрических параметров шлицевого соединения на нагруженность" зубчатых колес изучали при стендовых испытаниях. Этот способ испытаний отличается стабильностью режимов испытания, что дает ему неоспоримые преимущества при сравнительном характере исследования. Использовали стенд с замкнутым силовым контуром, схема которого приведена на рис. 14. Основными узлами стенда являются редукторы 1 и 3 с одинаковыми парами зубчатых колес, из которых одна работает как редуктор, а вторая как мультипликатор, так что общее передаточное отношение равно единице. Первичные валы редукторов соединены между собой нагружателем 4, а вторичные — жестким валом 2, образуя замкнутый контур. Электромотор 5 соединен со вторым концом первичного вала одного из редукторов. Замкнутый контур стенда нагружали методом упругих сил. При нагружении (рис. 15) левый фланец 1 установочной муфты стопорят, а на правый фланец 2 устанавливают рычаг 3 с грузом Q. Вследствие действия силы тяжести груза и кругового замыкания системы происходит упругое закручивание валов стенда. В этом положении фланцы нагрузочной муфты стягивают болтами, и муфта передает момент благодаря силе трения, возникающей между фланцами при затяжке их болтами. JL

Рис. 14. Схема стенда с замкнутым силовым контуром Рис. 15. Схема нагружения стенда с замкнутым силовым контуром Силу тяжести груза Q на рычаге для создания требуемого крутящего» момента Mj-i на валу I—I подсчитывали по формуле Q=Mz-zufL—Q0, где L—-длина рычага; и — передаточное число зубчатой передачи; Q0 — вес рычага в месте подвеса груза. Исследовали прямобочные шлицевые соединения вала с шестерней (т=5/3,75 мм; z= 19), имеющей симметричное расположение зубчатого венца относительно ступицы. Размеры шлицевого соединения: £>=50 мм„ d=42 мм, &= 13 мм, z=6, длина /=60 мм. Влияние геометрических параметров шлицевого соединения на долговечность зубчатых колес оценивали? путем регистрации нагрузки на зубе шестерни методом тензометрии.. Комплект измерительной аппаратуры состоял из датчиков, усилителя с блоком питания и регистрирующего прибора. На торцы двух зубьев колеса! (т = 5/3,75 мм; 2=44) наклеивали проволочные тензодатчики с базой 5 м\р и сопротивлением 100 Ом (рис. 16, а). Выводные концы проводов от датчиков; крепили к ступице колеса, а затем через специально просверленное отверстие' в вале выводили наружу к токосъемнику. При проведении испытаний датчики соединяли по полумостовой схеме-в двух вариантах. При первом варианте все четыре датчика соединяли в одну полумостовую схему, что позволяло оценить среднюю нагрузку по длине зуба (рис. 16,6). При втором варианте (рис. 16,а) датчики Ri и #3, наклеенные на переднем торце зуба, и датчики R2 и Яь, наклеенные на противоположном торце, соединяли в две самостоятельные полумостовые схемы. Такое соединение датчиков давало возможность оценить величину нагрузки в крайних сечениях зуба и судить о ее распределении по длине зуба. Температура не влияла на результат измерения, так как все четыре датчика являлись рабочими и находились в одинаковых температурных условиях. Измерение крутящего момента в замкнутом контуре стенда основывалось на изменении деформации вала под действием подводимого момента. Для этого на противоположных сторонах цилиндрической поверхности вала были наклеены попарно под углом 90° друг к другу и под углом 45° к образующей четыре тензодатчика сопротивления (рис. 17). При таком расположении датчики Rit Rl и /?2, Яз испытывали деформации противоположных знаков, что обеспечивало большую чувствительность измерительной схемы. Рис. 16. Схема расположения (а) и соединения (б и в) тензодатчиков: Ru Rs, Ra — рабочие датчики; R g— балластные сопротивления внутреннего полумоста усилителя Для усиления электрических сигналов применяли восьмиканальный усилитель 8АНЧ-7М. Электрическая связь тензодатчиков, наклееных на вращающиеся детали, осуществлялась посредством двенадцатиканальных ртутных. амальгамированных токосъемников. Для исключения различных радиопомех. токосъемники соединяли с усилителем экранированными кабелями. В качестве регистрирующего прибора применяли стационарный магнитоэлектрический осциллограф 9SO-1F2. При зацеплении зуба колеса, на котором наклеены датчики, с различными зубьями парной шестерни тензоэффект значительно изменяется в зависимости от величины их погрешностей (неточности профиля, погрешности! шага, перекосов). Поэтому при проведении сравнительных стендовых испытаний измеряли тензоэффект зубьев колеса с наклеенными датчиками только* в момент зацепления их с одними и теми же зубьями парной шестерни. Это обеспечивалось с помощью специального устройства — автомата включения осциллографа. Рис. 17. Расположение тензодатчиков на валу и схема их соединения

Величину нагрузки на зубе колеса оценивали по максимальной амплитуде отклонения луча шлейфа осциллографа вследствие деформации зуба с тензодатчиками при однопарном зацеплении. Тарировочный график показал, что между отклонениями луча шлейфа и нагрузкой на зубе существует прямая зависимость. Общая погрешность измерения нагрузок не превышала 4—6%. Влияние зазора по центрирующему диаметру в шлицевом соединении на нагруженность зубчатых, колес исследовали в диапазоне 0—0,4 мм. Изменение зазора производили за счет уменьшения наружного диаметра зубьев вала путем шлифования. Величину бокового зазора, неизменного в процессе данного исследования, выбирали исходя из того, чтобы боковые поверхности зубьев не препятствовали радиальным перемещениям шестерни относительно вала. Исходя из этого, боковой зазор был принят равным 0,5 мм. Исследование проводили при различных крутящих моментах и различной частоте вращения. Датчики, наклеенные на торцы зубьев колеса, соединяли по двум вариантам — в один и два полумоста. Тем самым записывали как средние деформации зуба, так и деформации зуба в-крайних сечениях. Рис. 18. Зависимость нагрузки Р на зубе шестерни от зазора р по центрирующему диаметру в шлицевом соединении при различных значениях крутящего момента ЛГК и частоты вращения вала: / — 500; 2— 1000; 3 — 1300; 4— 1500; 5— 1800 об/мин Как видно из графика (рис. 18), при увеличении радиального зазора р от 0 до 0,14 мм нагрузка Р на зубе колеса растет до определенной величины, после чего остается постоянной; последнее показывает, что при р>0,14 мм центрирующие поверхности не принимают участия в работе шлицевого соединения. Величина дополнительной нагрузки РДОт передаваемой на зуб колеса при возрастании р от 0 до 0,14 мм, не зависит от передаваемого крутящего момента, однако отношение РДОп/Л) {где Р0 — нагрузка при р=0) с уменьшением передаваемого крутящего момента существенно увеличивается. Характер изменения нагрузки на зубе колеса при различной частоте вращения одинаков. Аналогичные зависимости получены и для изменения нагрузки в крайних сечениях зуба. Учитывая связь долговечности зубчатых колес с величиной нагрузки на их зубьях можно полагать, что при устранении радиального зазора (р = 0) долговечность зубчатого колеса, передающего момент AfK=300 Н-м, увеличится примерно в 2,8 раза. Более низкий уровень нагруженности зубьев зубчатых колес при малых зазорах по центрирующему диаметру в шлицевом соединении можно объяснить тем, что центрирующие поверхности в этом случае ограничивают динамические явления в зацеплении зубьев за счет уменьшения колебаний зубчатого колеса относительно вала. Влияние бокового зазора в шлицевом соединении на нагруженность зубчатых колес. При одностороннем нагружении шлицевого соединения можно предполагать, что боковой зазор не* влияет на нагруженность зубчатых колес. Проведенные измерения нагрузки на зубьях зубчатых колес при изменении бокового зазора в пределах 0—2 мм не обнаружили в условиях: одностороннего нагружения шлицевого соединения какого-либо^ влияния бокового зазора на нагруженность зубчатых колес. Шлицевые соединения машин работают в некоторых случаях при действии знакопеременной нагрузки, когда при изменению направления крутящего момента происходит резкая выборка бокового зазора с ударом. В таком режиме работают шлицевые соединения трансмиссий тракторов, дорожных и транспортных машин при резком трогании с места, при движении по-пересеченной местности и т. д. Чрезмерно большие нагрузка* в этих, хотя и относительно редких случаях могут привести к~ накоплению усталостных повреждений деталей. Для оценки влияния величины бокового зазора в шлицевом соединении: на нагруженность валов и зубчатых колес при реверсивном режиме работьг в редуктор стенда был установлен вал с наклеенными на него тензодатчи-ками (см. рис. 17). Датчики соединяли по полумостовой схеме, провода* выводили к ртутному токосъемнику, подключенному к усилителю осциллографа. При закручивании вала происходила разбалансировка измерительного моста, что позволяло по отклонению луча шлейфа осциллографа оценить нагруженность деталей шлицевого соединения. Для имитации реверсивного режима работы шлицевого соединения на-рабочем редукторе 1 (рис. 19) стенда был закреплен рычаг 2 длиной 1,5 w с набором грузов. Рычаг фиксировали в верхнем положении стойкой 3, снабженной выдвижным упором. При перемещении рычага вверх происходит поворот редуктора вокруг оси его первичного вала, сопровождаемый упругим закручиванием валов стенда и, следовательно, нагружением зубчатых-колес и зубьев вала. При снятии упора стойки рычаг быстро перемещается в нижнее положение, в результате чего изменяется направление нагрузки,, действующей на зубья зубчатого колеса вала. Загрузку контура стенда-при перемещении рычага в верхнее положение контролировали по отклонению луча шлейфа осциллографа, по максимальной амплитуде отклонения: луча шлейфа осциллографа определяли величину ударной нагрузки на зубьях, зубчатого колеса и вала при перемещении рычага в нижнее положение; Нагруженность шлицевого соединения определяли при различных значениях: бокового зазора в интервале 0—2 мм, изменяя его величину уменьшением толщины зубьев первичного вала редуктора стенда. 1 2
77777^77^777777777777777777777777777777777. Рис. 19. Схема приспособления, имитирующего реверсивный режим работы шлицевого соединения Эксперименты показали, что с увеличением бокового зазора в шлицевом соединении нагруженность валов и зубчатых колес возрастает по линейному закону; увеличение бокового зазора в исследованных пределах, что соответствовало увеличению общего зазора в контуре стенда в 1,6 раза, повысило нагруженность деталей соединения на 15%. Влияние отклонения от параллельности боковых поверхностей зубьев вала относительно его оси на нагруженность зубчатых колес исследовали при зазоре по центрирующему диаметру в шлицевом соединении р=0,4 мм в условиях передачи крутящего момента AfK=300 Н-м с частотой вращения п = = 1300 об/мин. Изменение отклонения от параллельности получали шлифованием рабочей стороны зубьев вала на шлицешлифовальном станке. Тензодатчики на каждом из торцов зуба колеса соединяли в две самостоятельные полумостовые схемы (см. рис. 16,в). Предварительная проверка показала, что измерительные цепи правого и левого торца зуба, включающие тензодатчики, каналы усилителя и шлейфы осциллографа, дают одинаковые отклонения луча шлейфа при одинаковых деформациях в этих торцовых сечениях. Результаты экспериментов (рис. 20) показали, что по мере увеличения отклонения от параллельности зубьев вала, измеряемого величиной б, приходящейся на 100 мм длины, увеличивается перекос шестерни на валу, увеличивая деформацию датчиков на одном из торцов зуба колеса при одновременном уменьшении ее на противоположном торце зуба. При отклонении от параллельности зубьев вала 6 = 0,11 мм деформация датчиков на обоих торцах зуба колеса одинакова. В данном случае перекос в зацеплении зубчатых колес за счет отклонения от параллельности зубьев вала компенсирует перекос из-за погрешностей положения валов, погрешностей направления зубьев зубчатых колес и т. д. При этом сопряженные зубья зубчатых колес контактируют по всей длине и нагрузка на них распределяется равномерно (рис. 21,а). При 6>0,11 мм не- прилегание зубьев зубчатых колес обусловлено лишь отклонением от параллельности зубьев вала, и при 6=0,26 мм нагрузка вблизи одного из тор-
Рис. 20. Зависимость амплитуды А отклонения луча шлейфа осциллографа от величины 6 отклонения от параллельности зубьев вала на 100 мм длины для про-С 0,05 0.1 0,It 0,15 0.2 0,25 026 (г,мм тивоположных торцов зуба зубчатого колеса Рис. 21. Различные случаи концентрации нагрузки по длине зуба зубчатого колеса дов зуба колеса становится равной нулю, а вблизи другого она увеличивается вдвое по сравнению с равномерно распределенной. В этом случае нагрузка распределяется по длине зуба по закону треугольника (рис. 21,6), что соответствует, как считают в работе [55], критической, предельно допустимой величине неприлегания зубьев зубчатых колес. Очевидно, при р>0,26 мм нагрузка распределяется уже не по всей длине зуба зубчатого колеса (рис. 21, в). Согласно [40] неприлегание зубьев зубчатых колес в плоскости зацепления на длине 100 мм, возникающее за счет отклонения от параллельности боковых поверхностей зубьев вала или впадин шлицевого отверстия зубчатого колеса, может быть определено выражением #о=6 cos aw, где aw— угол зацепления. Исходя из этого, критическая величина неприлегания зубьев зубчатых колес, приведенная к плоскости зацепления, по данным эксперимента, #кр= (0,26 — 0,11)-0,94 = 0,14 мм. Суммарное неприлегание зубьев зубчатых колес возникает из-за погрешностей их направления, отклонения от параллельности и перекоса валов зубчатых колес, отклонения от параллельности ’боковых поверхностей зубьев валов и впадин шлицевых отверстий зубчатых колес относительно их осей и из-за упругих деформаций деталей. Имея в виду, что величина не-лрилегания из-за упругих деформаций учтена при определении Нкр, средневероятное значение неприлегания зубьев зубчатых колес, возникающее за счет погрешностей Fp их направления, отклонения от параллельности fx и перекоса fy осей вращения зубчатых колес, можно определить по формуле Н = = |/2/=0 + fxsin2aw + fycos2aw . где величины Fa, fx и — no- грешности на длине зуба зубчатого колеса. С учетом неприлегания из-за отклонения от параллельности зубьев вала и впадин шлицевого отверстия зубчатого колеса лолучим Н = 2Fl + fx sin2 aw -f fy cos2 aw + 462 (6/100)2 cos2 aw , (2) тде b — длина зуба зубчатого колеса. 2—51    33 Подставив в уравнение (2) вместо Н критическую величину неприлегания на длине зуба зубчатого колеса и решив его относительно б, получим выражение для предельной величины отклонения от параллельности зубьев вала на длине 100 мм в виде 611Р =    VЯкр (й/ЮО)2 - 2Fl - fl sin aw - fy cos2 aa . (3) Предельную величину отклонения от параллельности зубьев вала относительно его оси для зубчатых колес седьмой степени точности нормы контакта зубьев, по которой изготовляют зубчатые колеса тракторных трансмиссий, определяют из следующих данных. По ГОСТ 1643—72 для зубчатых колес с длиной зубьев до 40 мм Fp =/*=±12 мкм, fy=±6 мкм; значение бпр для длины зуба й = 30 мм будет составлять около 0,05 мм на 100 мм длины. Как видно, максимально допустимое па ГОСТ 2796—71 отклонение от параллельности зубьев вала, равное 0,05 мм на 100 мм длины, соответствует распределению нагрузки по длине зуба зубчатого колеса по закону треугольника, т. е. неблагоприятному для работы зубчатых колес. Для повышения долговечности зубчатых колес этот параметр точности шлицевых валов нуждается в ужесточении. 2.3. ВЛИЯНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ИХ ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ Рассматривали прямобочные шлицевые соединения вала и шестерни с приведенными выше параметрами. Шестерня была изготовлена из стали 18ХГТ с твердостью поверхности шлицевого отверстия HRC 60 ... 62. Исследовали геометрические параметры шлицевого соединения: зазор по центрирующему диаметру; зазор по боковым поверхностям зубьев; отклонение от параллельности зубьев вала относительно его оси; погрешность окружного шага зубьев, а также твердость зубьев [45]. Наряду с отклонением от параллельности зубьев погрешностями изготовления шлицевых соединений являются погрешности по окружному шагу и форме боковых поверхностей зубьев в поперечном сечении и продольном направлении. Исходя из подтвердившейся в процессе исследований гипотезы, что эти погрешности оказывают влияние на работу соединения только в начальный период — период приработки, при исследовании износостойкости зубьев рассматривали погрешность по окружному шагу, как наиболее характерную для изучения процесса приработки. Известно, что важнейшим фактором, влияющим на износостойкость, является твердость поверхностного слоя материала. Исходя из этого, рассматривали твердость зубьев вала для сталей двух групп: цементуемых (высокоуглеродистый поверхностный слой) и среднеуглеродистых. Из цементуемых приняли сталь 18ХГТ как наиболее распространенную в машиностроении. Другие марки цементуемых сталей не рассматривали, так как исследованиями износостойкости зубчатых колес [40] установлено, что содержание легирующих элементов в этих сталях не оказывает заметного влияния на износ. Из среднеуглеродистых сталей приняли сталь 40Х и сталь 45. Испытания на износ проводили на стенде с замкнутым силовым контуром. Детали шлицевого соединения смазывали маслом АК-15, заливаемым в редуктор. Износ зубьев вала измеряли после приработки шлицевых пар на универсальном измерительном микроскопе У ИМ-21 при установке ножки индикатора с ценой деления 0,002 мм последовательно на неизношенную и изношенную поверхности зубьев. Влияние зазора по центрирующему диаметру на износостойкость шлицевых соединений. Описанные в п. 2.2. исследования показали, что увеличение зазора по центрирующему диаметру в определенном диапазоне (0—0,14 мм) повышает фактически действующие нагрузки на зубья зубчатых колес и, следовательно, на шлицевые пары. Увеличение зазора свыше 0,14 мм на нагруженность зубчатых колес и шлицевых соединений, а также на взаимные перемещения зубчатого колеса и вала не влияет, так как в этом случае центрирующие поверхности не принимают участия в работе. Для экспериментальной проверки влияния зазора по центрирующему диаметру в указанном диапазоне на износостойкость шлицевых соединений испытывали соединения с зазорами р = 0,02 и 0,14 мм. Боковой зазор в обоих случаях составлял 0,25 мм. Испытания проводили при сгСр= 17,5 МПа. Среднее давление на зубе определяли из условия равномерного распределения нагрузки между зубьями по формуле 2МК    /4ч °Р dcpzhl ' где Мк •— крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением; dcр — средний диаметр соединения: dcp = (D + d)/2.    (5) Здесь D — наружный диаметр вала; d — внутренний диаметр втулки; z — число зубьев; h — рабочая высота зубьев: h = (D — d)/2 — 2/,    (6) где f — номинальная высота фаски на зубьях вала и ступицы, мм; I — рабочая длина шлицевого соединения, мм. Зависимость износа зубьев вала от времени работы для шлицевых соединений с различным зазором по центрирующему диаметру приведена на рис. 22. Из графика видно, что износ зубьев вала (HRC 32) при зазоре р = 0,02 мм на 25—30% меньше, чем при р = 0,14 мм. За 75 ч работы соединения средний износ зубьев вала при первом значении зазора составил 101 мкм, а при втором— 128 мкм. Исследования показали, что уменьшение зазора по центрирующему диаметру не только увеличивает долговечность зубчатых колес, но и повышает износостойкость шлицевого соединения. Влияние бокового зазора на износостойкость шлицевых соединений. Из-за боковых зазоров зубья вала и втулки в начале работы контактируют на весьма малой площади боковой поверхности, в результате чего давления резко возрастают. Износ боковых поверхностей зубьев вала, после которого наступает контакт по всей рабочей поверхности шлицевой пары,, определяется из рис. 23. Соприкосновение боковых поверхностей зубьев по всей их рабочей высоте произойдет, когда точка А зуба вала совместится с точкой В поверхности впадины втулки.. Угол поворота вала до совмещения этих точек a=AB/r = CE/Ry где г — радиус внутренней цилиндрической поверхности шлицевого вала. Отсюда CE=AB-R/r. Износ зубьев вала для обеспечения полного контакта v = CD = CE—DE или, учитывая, что-DE=AB = Д/2, получим v = A(R/r—1)/2, где Д — боковой зазор в шлицевом соединении. Для экспериментального шлицевого соединения, имеющего-характерные для соединений тракторных трансмиссий размеры, при максимальных в производстве боковых зазорах Д = 0,5 мм величина v = 0,047 мм. Расчет показывает, что увеличение бокового зазора за счет приработки зубьев по высоте рабочей грани незначительно по сравнению с первоначальной величиной этого зазора (меньше 10%). Следовательно, этот фактор Рис. 22. Влияние зазора по центрирующему Рис. 23. Схема к определению диаметру на износ зубьев шлицевого со-    величины v единения существенно не влияет на выбор бокового зазора в шлицевом соединении. При одностороннем нагружении шлицевого соединения происходит выборка бокового зазора в одну сторону, вследствие чего он не оказывает влияния на величину скольжения в шлицевом соединении и на нагруженность зубчатых колес и шлицевых пар. Поэтому можно полагать, что износ зубьев после приработки по высоте не зависит от величины бокового зазора в соединении. Для проверки этого предположения испытали шлицевые соединения с двумя значениями боковых зазоров — 0,05 и 0,5 мм, характерных для закаленных шлицевых соединений трансмиссий машин, например тракторов. Зазор по центрирующему диаметру составлял 0,05 мм. Испытания при аСр=17,5 МПа в течение 100 ч подтвердили, что боковой зазор (после приработки) не оказывает влияния на износостойкость шлицевого соединения. Влияние отклонений от параллельности боковых поверхностей зубьев вала относительно его оси на износостойкость шлицевых соединений. Как было показано в п. 2.2, отклонение от параллельности зубьев вала относительно его оси приводит к перекосу зубчатого колеса на валу и, как следствие, к смещению точек контакта зубьев в радиальном и осевом направлениях при вращении соединения. В связи с увеличением отклонения от параллельности зубьев увеличивается скольжение в шлицевом соединении (путь трения) и, следовательно, износ зубьев. Были испытаны шлицевые соединения с двумя значениями отклонения от параллельности зубьев вала 6 = 0,02 и 0,26 мм на 100 мм длины при аср=15 МПа. Зависимости износа зубьев вала от времени работы приведены на рис. 24. Как видно из графика, увеличение отклонения от параллельности зубьев приводит к резкому повышению их износа. За 75 ч работы соединения средний износ зубьев вала с отклонением от параллельности 0,02 мм составил 104 мкм, а с отклонением 0,26 мм — 450 мкм, т. е. в 4,3 раза больше. Выводы относительно влияния отклонения от параллельности зубьев вала на нагруженность зубчатых колес и износостойкость шлицевого соединения в равной мере относятся и к отклонению от параллельности боковых поверхностей впадин шлицевого отверстия зубчатого колеса. Погрешность шага и приработка шлицевых соединений. Для экспериментального исследования приработки испытали шлицевое соединение, вал которого изготовлен с большими погрешностями по шагу зубьев. Наибольшая накопленная погрешность зубьев вала Afz шах = 0,325 мм, а впадин отверстия зубчатого колеса — 0,07 мм. Испытания проводили при аср=Ю МПа. На рис. 25 показано изменение наибольшей накопленной Рис. 24. Влияние отклонения от параллельности зубьев вала относительно его оси на износ зубьев Рис. 25. График изменения наибольшей накопленной погрешности окружного шага зубьев вала по времени: I—III—зоны V Л о пЛ погрешности зубьев вала в процессе работы соединения, а на рис. 26 — последовательность приработки боковых поверхностей зубьев вала. Как видно из графиков, в начальный период работы шлицевого соединения наибольшая накопленная погрешность шага резко уменьшалась, и после 50—60 ч наступил полный контакт всех шлицевых пар по их рабочим поверхностям (зона I). В течение следующих 50—60 ч происходило дальнейшее медленное уменьшение погрешности шага за счет выравнивания контактных деформаций шлицевых пар (зона //), после чего погрешность шага не изменялась (зона III). Это значит, что после полной приработки все шлицевые пары начинают воспринимать одинаковые давления за один оборот соединения. Измерения, проведенные после 120 ч работы шлицевого соединения, показали, что угловые положения одноимен- Л tz max 0,35т
Номер Время, ч ........ J ЩВРЩЩ МШШШЦ ■:—:—J t--------3 { -■ —) Рис. 26. Приработка боковых поверхностей зубьев шлицевого соединени 38 ных зубьев вала и впадин отверстия втулки полностью совпадают. Погрешность окружного шага зубьев у валов при массовом производстве в несколько раз меньше погрешности вала, принятого для исследования, поэтому период приработки реальных соединений, при прочих равных условиях работы, будет соответственно меньше. Концентрация нагрузки на рабочих поверхностях зубьев в связи с погрешностями формы поперечного сечения шлицевого соединения, наличием боковых зазоров и упругим закручиванием вала (при постоянном крутящем моменте) также будет устраняться в процессе приработки, т. е. в начальный период работы соединения. Влияние расположения венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы на износостойкость шлицевого соединения. Шлицевые соединения зубчатого колеса с валом можно разделить на три типа: с симметричным расположением венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы (рис. 27,а), с расположением венца между серединой ступицы и торцом, нагруженным крутящим моментом (будем называть такую асимметрию положительной, рис. 27,6) и с расположением венца между серединой ступицы и торцом, не нагруженным крутящим моментом (ассиметрия отрицательная, рис. 27,в). Экспериментальные исследования шлицевых соединений указанных типов проводили [47] на стенде с замкнутым силовым контуром. Шлицевые валы прямобочного профиля были изготовлены из стали 40Х и имели твердость зубьев HRC 40 ... 42, размеры зубьев соответствовали указанным в п. 2.2. Сопрягаемая с валом шестерня (2=17, га = 5/3,75 мм) имела длину ступицы / = 78 мм, смещение зубчатого венца е=19 мм, твердость HRC 56—63. Шлицевые соединения разных типов исследовали при крутящем моменте Мк=410 Н-м в одном и том же редукторе стенда; уровень нагрузки в контуре контролировали через каждые 8 ч. Во время проведения испытаний регистрировали следую- 1/2 Рис. 27. Шлицевые соединения с различным расположением венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы: а — симметричное расположение; б — асимметрия положительная; в — асимметрия отрицательная
Г
в)
щие параметры: температуру масла в редукторе, частоту вращения электродвигателя, число циклов нагружения (оборотов соединения). После определенной наработки замеряли износ боковой поверхности зубьев экспериментального вала в семи равноотстоящих друг от друга плоскостях по длине ступицы. После проведения экспериментов с шестерней, имеющей положительную асимметрию, последнюю поворачивали на 180°, что создавало отрицательную асимметрию. Вместе с этим изменяли на обратное направление загрузки замкнутого контура стенда и вращения электродвигателя для работы противоположных сторон зубьев. Такая методика позволила исключить влияние ряда случайных факторов па результаты исследования. На рис. 28 представлены зависимости износа боковых поверхностей зубьев вала вдоль длины ступицы шестерни после 30 млн. циклов нагружения. Кривая 1 соответствует износу зубьев вала при его работе с шестерней, имеющей симметричное расположение венца; кривая 2— то же с шестерней, имеющей смещение венца с отрицательной асимметрией и кривая 3 — то же с шестерней, асимметрия венца которой положительная. Как видно из графика, минимальный износ зубьев вала имеет место у шлицевого соединения с симметричным расположением зубчатого венца, причем неравномерность износа по длине очень мала. При работе соединения с шестерней, имеющей отрицательную асимметрию зубчатого венца, износ значительно возрастает (в 5 раз), имеет неравномерный по длине характер с максимальной величиной износа у торца ступицы, в сторону которого смещен зубчатый венец. Максимальный износ наблюдается в соединении с положительной асимметрией зубчатого венца, который в 8 раз превышает износ соединения с симметричной шестерней. Такое явление можно объяснить тем, что при положительном смещении венца шестерни возникает дополнительная концентрация нагрузки из-за упругого закручивания вала. Исследования показали, что при асимметричном расположении венцов зубчатых колес относительно шлицевой ступицы износ боковых поверхностей зубьев соединения происходит в две фазы. Первая фаза заканчивается при достижении предельного угла перекоса, ограниченного радиальным зазором (вступлением в работу центрирующей поверхности), вторая характеризуется развитием износа при сохранении предельного угла перекоса первой фазы. На рис. 29 показан график износа боковых поверхностей зубьев вала во второй фазе при расположении венца шестерни с положительной асимметрией, из которого видно, что угол перекоса в процессе износа сохраняется, так как линии наработки 10,9; 15,9; 20,9 и 26 млн. циклов практически параллельны. Так как износ зубьев шлицевых соединений при асимметричном положении зубчатого венца относительно шлицевой ступи- Рис. 28. Износ зубьев шлицевого    Рис. 29. Износ зубьев шлицевого соединения вдоль их длины при раз-    соединения вдоль их длины при различных положениях венца зубчатого    личном числе циклов нагружения колеса относительно ступицы U, мкм
цы значительно больше, чем при симметричном, применение таких соединений желательно избегать. При необходимости проектировать зубчатые колеса с асимметричным расположением венцов предпочтительно выбирать отрицательную асимметрию. Влияние твердости зубьев и марки стали на износостойкость шлицевых соединений. При исследовании [44] точность экспериментальных шлицевых соединений соответствовала техническим требованиям на шлицевые валы и зубчатые колеса тракторов. Отклонение от параллельности зубьев вала относительно его оси составляло 0,04—0,05 мм на 100 мм длины зуба, зазоры по центрирующему диаметру и боковые зазоры были соответственно равны 0,14—0,15 мм и 0,20—0,22 мм. Такие зазоры имеют место в закаленных шлицевых соединениях массового производства. Параметр шероховатости центрирующих поверхностей Ra = 1,25 мкм для вала и 2,5 мкм для втулки, для боковых поверхностей вала Ra = 2,5 мкм, а втулки Rz = 20 мкм. Для определения зависимости износа зубьев от их твердости испытывали на стенде при аср = 9 ПМа и /г= 1300 об/мин валы из стали 40Х с твердостью зубьев HRC 20 ... 21, 29 ... 30, 40 ... 41 и 51 ... 52. Испытания показали, что износ зуЗьев после приработки пропорционален числу циклов нагружения (за цикл нагружения принимали один оборот вала), причем с увеличением твердости скорость изнашивания снижается (рис. 30). Построенная по данным тех же испытаний зависимость износа зубьев вала от их твердости (рис. 31) имеет линейный характер. Точка пересечения полученной прямой с осью абсцисс определяет твердость, при которой нет износа зубьев. Выявленная зависимость износа зубьев от их твердости позволила сделать вывод о наличии некоторого критического давления акр, как нижнего предела давлений, вызывающих практически ощутимый износ шлицевых соединений. Так как износ зубьев зависит от их твердости, то и значения акр для зубьев различной твердости должны быть различными. Это предположение было подтверждено испытаниями шлицевых соединений, валы которых имели различную твердость, при различных давлениях, характерных для реальных соединений. Как видно (рис. 32), зависимость износа зубьев от нагрузки в принятом диапазоне ее изменения имеет линейный характер, а точки пересечения полученных прямых с осью абсцисс определяют соответствующие значения критических давлений. Так, для вала с твердостью HRC 20 ... 22 (Ткр=3 МПа; после работы в течение 156 ч с такой нагрузкой износ рабочих поверхностей зубьев вала практически отсутствовал. Ранее [40] были выявлены критические давления для зубчатых колес. Таким образом, закономерность изнашивания как зубчатых колес, так и шлицевых соединений является общей. В ряде работ по исследованию изнашивания материалов [16, 19] авторы объясняют наличие критических точек на кривых давление — износ тем, что при достижении определенных критических давлений возникают качественные изменения процес- Ж
К.Л1__.. HRC 51... 52 1 Рис. 30. Зависимость износа U Рис. 31. Зависимость износа U зубьев вала различной твердости от зубьев вала за 100 ч работы (Мц= числа Nn циклов нагружения    =7,8-106) от их твердости сов на поверхностях трения и переход от одних видов изнашивания к другим. Для определения влияния марки среднеуглеродистых сталей на износостойкость зубьев дополнительно испытали шлицевые соединения из стали 45 с твердостью HRC 29... 30. Испытания при аСр = 9 МПа и /г= 1300 об/мин в течение 100 ч показали, что величина износа зубьев вала при прочих равных условиях практически одинакова с износом зубьев вала из стали 40Х. Это показывает, что зубья, изготовленные из различных марок среднеуглеродистых сталей с одинаковой твердостью, обладают близкой износостойкостью. Преобладающее влияние на износостойкость шлицевых соединений оказывает их твердость. Износостойкость цементуемых сталей в зависимости от давления изучали на шлицевых валах из стали 18ХГТ с твердостью HRC 56 и 63. Полученные при этом зависимости износа зубьев от давления аналогичны приведенным на рис. 32. Установлено, что критическое давление для зубьев из цементуемых сталей с твердостью HRC 56 ... 63 в 1,5 раза больше, чем для зубьев из среднеуглеродистых сталей с HRC 50. С учетом полученных данных построена зависимость среднего критического давления от твердости зубьев (рис. 33), имеющая характер прямой пропорциональности. На основании выявленных закономерностей можно представить механизм изнашивания шлицевых соединений следующим образом. При достижении определенного давления, которое мы называем критическим, в отдельных единичных контактах рабочих поверхностей зубьев возникает схватывание металла вала и втулки. Явлению схватывания способствуют неблагоприят- U,mkm Рис. 32. Зависимость износа U зубьев вала различной твердости от величины ос р после 50 ч работы шлицевого соединения
Рис. 33. Зависимость среднего критического давления от твердости зубьев HRC для прямобочных шлицевых соединений: 1 — среднеуглеродистые стали; 2 — цементуемые стали ные условия смазки трущихся поверхностей зубьев, связанные с плохим доступом масла в зону трения. Вследствие наличия относительных перемещений контактирующих поверхностей зубьев происходит разрушение местных металлических связей с отделением частиц металла и возникновение новых связей. Продукты износа в виде частиц наклепанного и окисленного металла, находясь в зоне трения рабочих поверхностей, действуют как абразивный материал и способствуют усиленному износу шлицевых соединений. Уменьшение пластичности трущихся поверхностей путем термической или химико-термической обработки благоприятно сказывается на их способности противостоять схватыванию. При цементации повышение стойкости против схватывания достигается не только за счет улучшения механических свойств, но и благодаря изменению химического состава (науглероживания) поверхностного слоя материала [16]. 2.4. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ПРЯМОБОЧНЫХ И ЭВОЛЬВЕНТНЫХ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Основной причиной выхода из строя шлицевых соединений является износ их рабочих поверхностей, поэтому обоснованные рекомендации по рациональному применению соединений определенного профиля могут быть даны, прежде всего, на основе- сравнительных исследований износостойкости прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений. Кроме того, необходимо учитывать себестоимость обработки шлицевого профиля, а также критерии работоспособности шлицевых соединений — прочность и жесткость шлицевых валов и прочность зубьев. Сравнение износостойкости прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений. С целью сравнительной оценки износостойкости прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений были проведены испытания на стенде с замкнутым силовым контуром [31]. Объектом исследования служили шлицевые соединения валов (сталь 45, HRC 20 ... 22) с зубчатыми колесами (т = 5 мм; 2=16; сталь 18ХГТ, HRC 60 ... 62), имеющими симметричное расположение зубчатого венца относительно шлицевой ступицы. Для получения сравнимых результатов испытывали соединения с близкими значениями наружных диаметров согласно стандартному ряду: прямобочные 8X42X48 (средняя серия) и 10X42X52 (тяжелая серия) и эвольвентное шлицевое соединение 50x2; 5X18. Зазоры по центрирующему диаметру составляли 0,12—0,15 мм, боковые зазоры 0,16—0,23 мм. Отклонение от параллельности боковых поверхностей зубьев относительно оси детали находилось в пределах 0,2—0,3 мм на 100 мм длины. Все шлицевые соединения испытывали при одном и том же крутящем моменте Мк = 370 Н-м, причем среднее давление аср составляло соответственно 23,5; 10,6 и 11,2 МПа. Среднее давление в прямобочном соединении тяжелой серии 10X42X52 и эвольвентном были близки по значению. Величины (ТСр для обоих типов шлицевых соединений определяли по формуле (4), в которой для эвольвентного соединения h = (da — £>J/2 — а — /С/2,    (7) где da — диаметр окружности вершин зубьев вала; Da — диаметр окружности вершин зубьев втулки; а — высота фаски у зубьев вала; К — высота фаски у зубьев втулки (все по СТ СЭВ 268—76). Полученные зависимости износа U от времени работы t для рассматриваемых шлицевых соединений приведены на рис. 34. Износ зубьев эвольвентного шлицевого соединения примерно в 2 раза меньше, чем прямобочного тяжелой серии 10X X42X52. Поскольку оба эти соединения работали практически при равных давлениях, можно говорить о том, что износостойкость шлицевых соединений с эвольвентным профилем зубьев при прочих равных условиях в 2 раза выше, чем с прямобоч-ным профилем. Повышенную износостойкость зубьев с эвольвентным профилем по сравнению с прямобочными можно объяснить меньшей величиной скольжения рабочих поверхностей вследствие лучше’го самоцентрирования втулки относительно вала. Нагрузочная способность шлицевых соединений по износостойкости может быть оценена по площади боковых поверхностей зубьев, так как между этими параметрами существует прямо пропорциональная зависимость. С этой целью для прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений в диапазоне наружных диаметров стандартного ряда были определены суммарные площади боковых поверхностей зубьев, отнесенные к единице их длины (рис. 35). Площади контакта зубьев у эвольвентных соединений и прямобочных тяжелой серии близки друг к другу, а у прямобочных легкой и средней серий значительно меньше. С учетом вышеприведенных зависимостей и и, мм повышенной в 2 раза износостойкости эвольвентных 0,25 шлицевых соединений по сравнению с прямобочными о,20 построен график, характеризующий относительную на- °*15 90    40 60 t,4
Рис. 34. Зависимость износа U qq$ зубьев вала от времени работы t соединения: 1 — эвольвентного; 2 — прямобочного О 10X42X52; 3 — прямобочного 8X42X48 30 kO 50 60 70 80 90 D,mm Рис. 35. Суммарные площади боковых поверхностей шлицевых соединений: 1, 2, 3 — прямобочные соответственно легкой, средней и тяжелой серий; 4 — эвольвентные грузочную способность е шлицевых соединений обоих типов (рис. 36). График показывает, что нагрузочная способность по износостойкости стандартных шлицевых соединений с эвольвентным профилем выше, чем прямобочных тяжелой серии, примерно в 2,3 раза, средней серии в 4,5 раза и легкой в 8 раз (при одном и том же диаметре соединения). Рис. 36. Относительная нагрузочная способность по износостойкости стандартных шлицевых соединений: 1, 2, 3 — прямобочные соответственно легкой, средней и тяжелой серий; 4 — эвольвентные
Кроме того, как показали исследования [48], эвольвентные шлицевые соединения имеют более высокие значения критических давлений, при достижении которых начинается ощутимый износ зубьев (см. п. 3.1). Сравнение себестоимости обработки зубьев прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений проводили для шлицевого соединения в целом, т. е. для обработки зубьев на валах и шлицевых отверстий в ступицах [32]. Анализировали два варианта технологического процесса обработки зубьев на валах: однократное окончательное фрезерование червячными фрезами (первый вариант) и черновое фрезерование с последующим шлифованием (второй вариант). Метод обработки шлицевых отверстий—протягивание. Такие технологические процессы получили преимущественное распространение на заводах большинства отраслей машиностроения. Технологическая себестоимость [52] Ст = С3+Си+С‘9 •е* ~f" Са-ст* где С3 — зарплата станочника; Си — стоимость эксплуатации режущего инструмента; Сэ.ст — расходы по эксплуатации станка; Са.Ст — расходы, связанные с амортизацией станка. Расходы, связанные с эксплуатацией специальных приспособлений и наладкой станка на определенную операцию, весьма незначительны, поэтому при сравнении вариантов обработки ими можно пренебречь. Зарплата станочника С3=Тшт Зс, где Зс — тарифная (минутная) ставка рабочего, определяемая согласно разряду, коп.; 7Шт — штучное время на операцию, мин. Стоимость эксплуатации режущего инструмента    Си = _ 1005и + пЗп.н гр с “ —"г—/ , 1 \ -Ти, где ои—первоначальная стоимость инстру- 1 р.и \п “Г Ч .мента, руб.; п — число переточек до полного износа инструмента; 5П.И — стоимость одной переточки, коп.; Tv.u — расчетная фактическая стойкость инструмента между двумя переточками, мин; Ти — длительность работы инструмента на протяжении одной операции, равная машинному времени Гм, мин. Расходы, связанные с эксплуатацией станка, определяли как сумму стоимости электроэнергии и стоимости ремонта станка, отнесенных к машинному времени: ~    ( ^з.е^м^эл . 100Ср<ц    и    , , Сэ.ст= V-60--ь - 60Ц~)Т™' где *з.с-коэффициент загрузки моторов станка, принятый при расчете равным 0,5; NM — установленная мощность моторов станка, кВт; Сэл — стоимость 1 кВт-ч электроэнергии, коп; Ср.ц— стоимость ремонта станка на протяжении одного ремонтного цикла, руб.; Цр — длительность ремонтного цикла, ч. Расходы, связанные с амортизацией станка, определялись по п    ЮОра.с^сТшт <формуле: СаeCT =--* где /?а.с — установленный процент амортизации станочного оборудования; Sc — стоимость станка, руб.; Фг — годовой фонд времени работы станка, ч. Расчет технологической себестоимости производили для стандартных прямобочных шлицевых соединений легкой, средней и тяжелой серий и эвольвентных шлицевых соединений в интервале диаметров 30—100 мм. Длину шлицевого участка вала приняли условно 100 мм, длину ступицы 50 мм. При расчете использовали современные нормативы режимов резания, прейскуранты цен и другие справочные материалы. На рис. 37 приведены графики со значениями технологической себестоимости обработки зубьев деталей эвольвентных шлицевых соединений. Как видно из графиков, технологическая себестоимость при прочих равных условиях повышается с увеличением диаметра шлицевого соединения. Минимальные затраты на обработку зубьев соединений с т = 2,5 мм при диаметре D^60 мм и с т = 5 мм при D>70 мм. Из прямобочных шлицевых соединений минимальную технологическую себестоимость имеют соединения легкой серии, а максимальную — тяжелой (рис. 38). Например, при первом Рис. 37. Технологическая себестоимость обработки зубьев эвольвентных шлицевых соединений по первому (а) и второму (б) вариантам технологического процесса С т. к Рис. 38. Сравнение технологической себестоимости обработки зубьев прямобочных (сплошные кривые) и эвольвентных (штриховые кривые) шлицевых соединений по первому (а) и второму (б) вариантам технологического- процесса: / — легкая серия; 2 — средняя серия; 3— тяжелая серия; 4 — т=2,5 мм; 5 — т=5 мм варианте технологического процесса для соединений с D = = 60 мм технологическая себестоимость обработки зубьев средней и тяжелой серии больше, чем легкой, соответственно в 1,3 и 1,85 раза. Для сравнения на рис. 38 приведена технологическая себестоимость обработки зубьев эвольвентных шлицевых соединений с т = 2,5 мм и т = 5 мм, принятых, в связи с наименьшими затратами на обработку, за оптимальные. Как видно из рисунка, затраты на обработку зубьев эвольвентных соединений с т = 2,5 мм в интервале диаметров 30—60 мм близки к затратам на обработку зубьев прямобочных соединений тяжелой серии. Значение Ст для эвольвентных соединений с /п = 5 мм при £> = 70 ... 100 мм и для прямобочных соединений средней серии практически одно и то же. Сравнение доказывает, что при втором варианте технологического процесса (рис. 38,6) для D = = 70 мм затраты на шлицеобраЗотку прямобочного соединения легкой серии на 18% ниже, чем эвольвентного соединения такого же диаметра с т = 5 мм; в то же время для прямобочного соединения тяжелой серии эти затраты по сравнению с эвольвентным соединением на 35% больше. Сравнение прочности и жесткости прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений. В соответствии с основными видами разрушения шлицевых соединений их прочность может быть оценена двумя факторами: прочностью шлицевого вала при кручении и изгибе и прочностью зубьев вала и втулки. Максимальные напряжения при кручении тк.тах и изгибе Он-шах определяются зависимостями: шах =    (8)' <*и max = GvJZq,    (9); где ТкИОи — номинальные напряжения соответственно кручения и изгиба; kx и ka — эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при кручении и изгибе. Номинальные напряжения кручения и изгиба для шлицевых валов с пря-мобочным и эвольвентным профилем практически одинаковы,, поскольку моменты сопротивления их сечений при одном и том. же диаметре вала близки по значению [4]. Поэтому сравнительная оценка прочности шлицевых валов может быть выполнена по коэффициентам концентрации напряжений. Задача определения теоретических коэффициентов концентрации напряжений при кручении ах для шлицевых валов с зубьями прямобочного и эвольвентного профиля решалась в работах [25, 24] методами математической теории упругости с использованием ЭВМ. Анализ результатов расчетов показал, что коэффициент концентрации напряжений ат для шлицевых валов прямобочного профиля возрастает с уменьшением отношений радиуса галтели у основания зуба к диаметру окружности впадин и высоте зуба, а также с увеличением отношения толщины зуба к диаметру окружности впадин. Для валов прямоточных шлицевых соединений стандартного ряда численные значения коэффициента ат =1,91 ... 2,6. Для шлицевых валов эвольвентного профиля коэффициент концентрации напряжений ах возрастает с увеличением числа зубьев и смещения исходного контура и составляет для эвольвентных шлицевых соединений стандартного ряда 1,54—2,01. Полученные данные были подтверждены экспериментальными исследованиями методом электротензометрирования с использованием цепочек малобазных фольговых датчиков. Ковальковым А. Т. [14] при решении подобной задачи методом комфорных отображений получены близкие к вышеприведенным значения теоретических коэффициентов концентрации напряжений при кручении шлицевых валов стандартного ряда: с&х =1,93 ... 2,42 для прямобочного профиля и ах =1,56 ... 1,79 для эвольвентного профиля. Значения эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения, по данным [4], составляют: для валов с зубьями прямоточного профиля kx =2,1 ... 2,8; для валов с эволь-вентными зубьями &т=1,4 ... 1,6, т. е. в 1,5—1,75 раза меньше, что определяет соответствующее увеличение прочности эвольвентных шлицевых валов при кручении. Значения эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба для эвольвентных и прямобочных шлицевых валов находятся в одних и тех же пределах kx = 1,35 ... 1,75 [4]. Поэтому можно говорить о практически одинаковой прочности рассматриваемых шлицевых валов при изгибе. Прочность зубьев шлицевых соединений определяется максимальными напряжениями изгиба в опасном сечении у основания зуба, которые подсчитывают в соответствии с зависимостью (9). Для зубьев прямобочного профиля номинальные напряжения изгиба a*=-JTlk'    (10) аср/ zb2 При выводе расчетной формулы для номинальных напряжений изгиба в опасном сечении эвольвентных зубьев исходят из профиля исходной рейки [32]. После соответствующих преобразований, пренебрегая малыми величинами, получим a*=JTT—■    (11) По формулам (10) и (11) определены в относительных единицах, при равных значениях Мк, dcv и /, напряжения изгиба в зубьях эвольвентных и прямобочных соединений стандартного ряда. Расчет показал, что номинальные напряжения изгиба в зубьях эвольвентных шлицевых соединений ниже, чем в прямобочных тяжелой серии, до 2,4 раз, средней — до 1,75 раза и близки по значению к прямобочным легкой серии. Коэффициенты концентрации напряжений в зубьях прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений определяли в работе [22] численным решением плоской задачи теории упругости вариационно-разностным методом. Зуб рассматривали как пластину на упругой полуплоскости, нагруженную вдоль глубины захода равномерным давлением. Результаты теоретического исследования были проверены экспериментально поляризационно-оптическим методом. Установлено, что наибольшая концентрация напряжений имеет место в зубьях прямобочного профиля, причем она в 2,5—3 раза выше, чем в зубьях эвольвентного профиля. Таким образом, прочность по максимальным напряжениям изгиба эвольвентных зубьев примерно в 2,5—7,2 раза выше, чем прямобочных. Жесткость шлицевых валов при изгибе и кручении, при прочих равных условиях, определяется моментами инерции сечения, значения которых для прямобочного и эвольвентного профиля примерно одинаковы [4]. Поэтому можно полагать, что жесткость прямобочных и эвольвентных шлицевых валов практически одинакова. Сравнительная оценка прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений показала, что по основным критериям работоспособности (износостойкость, прочность) эвольвентные соединения имеют большие преимущества, а себестоимость обработки зубьев этих соединений примерно одинаковая. Поэтому применение эвольвентных шлицевых соединений крайне целесообразно в тех случаях, где необходима высокая нагрузочная способность шлицевого соединения. В узлах, где соединения с любым профилем зубьев имеют запас по нагрузочной способности, определяющим фактором при выборе типа шлицевого соединения является себестоимость обработки зубьев. Здесь преимущество имеют прямобочные соединения легкой серии. Z.5. ОСНОВНЫЕ ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Опыт заводов, анализ данных эксплуатации и проведенные исследования определяют основные пути повышения долговечности шлицевых соединений, а именно: оптимизация технических требований к точности изготовления и геометрии шлицевых соединений, применение рациональных методов механического упрочнения, термической и химико-термической обработки, уменьшение сил трения на контактирующих поверхностях и разработка достоверных методов расчета шлицевых соединений. Для повышения износостойкости шлицевых соединений и долговечности сопрягаемых с валом зубчатых колес целесообразно назначение посадок по центрирующему диаметру шлицевого соединения с минимальными зазорами. В настоящее время в машиностроении освоены технологические процессы обработки шлицевых валов и втулок, обеспечивающие возможность применения таких посадок, как при центрировании но внутреннему, так и по наружному диаметру (гл. 4). При уменьшении зазора по центрирующему диаметру ограничивается перекос зубчатого колеса на валу, который может возникнуть за счет отклонения от параллельности зубьев вала или втулки относительно оси детали. Как показали исследования, боковой зазор в шлицевом соединении при постоянном одностороннем нагружении практически не оказывает влияния на долговечность соединения. Однако такой режим не характерен для большинства машин при работе в условиях эксплуатации. При этом следует учитывать, что боковые зазоры в шлицевом соединении существенно влияют на общий угловой зазор в кинематической цепи механизма. Так, в коробке перемены передач автомобиля ЗИЛ-130 на долю шлицевых соединений приходится около 55—70% суммарного углового зазора [14]. При определенном превышении этого зазора резко увеличиваются вибрации, шум, повышается нагруженность деталей, что в некоторых случаях может привести к аварийным ситуациям. Поэтому эти факторы следует считать ограничивающими применение больших боковых зазоров. Уменьшение отклонения от параллельности зубьев вала относительно его оси является важнейшим фактором повышения долговечности зубчатых колес и износостойкости шлицевых соединений. При производстве шлицевых валов этого можно достигнуть путем введения в технологический процесс операции шлифования зубьев после термической обработки. Отечественные шлицешлифовальные станки обеспечивают обработку зубьев с отклонениями от параллельности не более 9 мкм на 300 мм длины. Существует мнение, что шлифование зубьев вала вследствие большой трудоемкости не может быть рекомендовано. В табл. 8 Таблица 8 Время обработки шлицевых валов, мин Деталь Черновое фрезеро вание Чистовое фрезеро вание Шлифова Вторичный вал............... Первичный вал............... Промежуточный вал (8 зубьев)....... Промежуточный вал (10 зубьев)....... Ведущая шестерня бортовой передачи .... указано время обработки шлицевых валов трактора Т-38, по данным Липецкого тракторного завода. Как видно из таблицы, введение шлифования зубьев вместо чистового фрезерования не повышает общей трудоемкости обработки детали. Необходимо введение обязательного контроля отклонения от параллельности зубьев вала к его оси. Существующий метод производственного контроля шлицевых валов комплексным калибром (шлицевым кольцом) не обеспечивает контроля пре- дельной величины отклонения от параллельности зубьев в связи с зазорами по боковым и центрирующим поверхностям зубьев. Введение контроля отклонений от параллельности зубьев не вызовет увеличения трудоемкости в производстве шлицевых валов. Отклонение от параллельности зубьев вала является погрешностью систематической постоянной по 'величине для данной наладки станка. Следовательно, исключается необходимость в 100%-ном контроле — достаточен периодический контроль. При наличии перекоса соединяемых валов потенциальная нагрузочная способность шлицевого соединения резко уменьшается. При перекосе характер контакта изменяется от контакта по всей поверхности к контакту только двух зубьев. Если величина деформации ведущего зуба превышает величину зазоров у других зубьев, то будут соприкасаться и эти зубья, однако они будут воспринимать соответственно меньшие нагрузки, чем ведущие зубья. Кроме того, при перекосе имеются относительные перемещения контактирующих поверхностей, величина и скорость которых повышаются с увеличением угла перекоса соединяемых деталей. В работе [56] сделана оценка нагрузочной способности восьмизубцового эвольвентного шлицевого соединения, изготовленного из стали с твердостью НВ 2250 Н/мм2. Расчет показал, что нри угле перекоса 0,05-° соединение может нести нагрузку, равную 7з от нагрузки в соединении без перекоса. При угле перекоса 0,1° эта нагрузка составляет уже Vs часть от полной, при 0,2° — 725, при 0,5° — 777. Подсчет нагрузок для шлицевых соединений с различной длиной втулки показал, что за исключением случая нулевого перекоса допустимые нагрузки в общем больше для соединений с меньшей длиной, что становится более очевидным по мере увеличения угла перекоса. Отсюда следует, что длину шлицевого соединения, работающего в условиях перекоса, следует принимать как можно более короткой, насколько это позволяют другие условия. Для уменьшения длины соединения выгоднее применять более крупные модули шлицевого соединения. Приведенные данные определяют настоятельную необходимость уменьшения перекосов в шлицевых соединениях для повышения их надежности и долговечности. Нагрузочная способность шлицевых соединений, работающих на кручение, во многом определяется распределением нагрузки по длине зубьев. Последнее, как показали исследования соединений с треугольным профилем зубьев [6], зависит от геометрии и конструкции шлицевого соединения. Установлено, что более равномерную продольную загрузку зубьев имеют треугольные шлицевые соединения с углом профиля 90° (примерно в 1,4 раза лучшую, чем для соединений с углом профиля 60°), •с минимальной из условия прочности толщиной втулки и соот- ветствующим изменением ее крутильной жесткости по длине соединения. Весьма эффективным конструкторским мероприятием по повышению износостойкости шлицевых соединений является снижение или полное устранение скольжения рабочих поверхностей зубьев в процессе работы соединения. Это достигается, например, за счет применения дополнительных цилиндрических или конических центрирующих поверхностей, воспринимающих радиальную нагрузку и изгибающий момент [32]. На рис. 39 показано шлицевое соединение вала и зубчатого колеса, вал / которого имеет коническую и цилиндрическую центрирующие поверхности, а зубчатое колесо 2 — две конические центрирующие поверхности. Натяг по коническим поверхностям осуществляется посредством конической втулки 3 и гайки 4. На рис. 40 показано коническое шлицевое соединение, вал 1 которого имеет зубья с цилиндрической поверхностью выступов и конической поверхностью впадин, а втулка 2 — шлицевое отверстие с конической внутренней и цилиндрической наружной поверхностями. Центрирование шлицевого вала со шлицевой втулкой осуществляется по коническим поверхностям, имеющим одинаковую конусность, что обеспечивает плотное, беззазорное сопряжение, препятствующее относительному перемещению втулки относительно вала в процессе работы соединения. Шлицевое соединение, показанное на рис. 41 [А. с. 558115 (СССР)], состоит из вала 1 и выполненных в виде отдельных элементов зубьев 2, входящих во впадины шлицевой втулки 3. Вал имеет продольные лыски, а основания зубьев, соприкасающиеся с этими лысками, выполнены наклонными. При передаче крутящего момента зубья за счет клинового взаимодействия с лысками вала перемещаются в радиальном направлении от центра вала и заклинивают втулку относительно вала. При этом происходит плотное, беззазорное сопряжение втулки относительно вала, в результате чего повышается срок службы соединения. Авторы работы [5] видят резерв повышения нагрузочной способности прямобочных шлицевых соединений в увеличении Рис. 39. Шлицевое соединение с до- Рис. 40. Шлицевое соединение с ко-полнительными центрирующими по- нической центрирующей поверх- верхностями ностью количества зубьев (впадин) при одновременном уменьшении их толщины (ширины). Это предложение основывается на том, что возникающие в зубьях прямобочных шлицевых соединений стандартного ряда напряжения смятия значительно превышают напряжения изгиба и среза. Предельное уменьшение толщины зубьев с одновременным увеличением их количества определяют из условия равнопроч-ности шлицевого соединения при расчете его по напряжениям смятия, изгиба и среза. Наибольшее повышение нагрузочной способности при этом достигается для шлицевых соединений легкой и средней серий. Проведенные исследования и опыт эксплуатации шлицевых соединений в трансмиссиях машин показывают, что долговечность шлицевых соединений значительно повышается за счет увеличения твердости деталей. Так, в трансмиссиях тракторов ранее применяли шлицевые соединения с твердостью рабочих поверхностей HRC 20 ... 30, износ которых за 200 ч работы достигал 2,0 мм [40]. Повышенный износ соединений малой твердости вызывал не только необходимость частой замены шлицевых валов, но и приводил к преждевременому выходу из строя зубчатых колес. Это объясняется тем, что при несимметричном расположении венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы давления на боковой поверхности зубьев неодинаковы по длине вала. Неравномерность нагружения зубьев шлицевого соединения вызывает неравномерный их износ и, как следствие, отклонение от параллельности и перекос осей зубчатых колес. В результате этого теряется правильность взаимного прилегания профилей зубьев зубчатых колес и резко повышается нагрузка на узких участках зубьев по их длине. Концентрация нагрузки приводит к поломке или ускоренному выкрашиванию зубьев зубчатых колес. Рис. 41. Шлицевое соединение
Внедрение в тракторостроении закалки шлицевых деталей до высокой твердости (HRC 50) позволило в значительной мере повысить долговечность деталей трансмиссий. По данным полевых испытаний трактора ДТ-54, повышение твердости зубьев шлицевых соединений с HRC 20 ... 30 до HRC 50 привело к увеличению их износостойкости в 3,5—5,5 раза. Опыт тракторостроения по применению закаленных шлицевых соединений был перенесен в ряд других отраслей машиностроения. Так, А. М. Райзман на основе заводского опыта приходит к выводу, что применение закаленных шлицевых соединений с увеличенными зазорами более целесообразно, чем применение термически улучшенных соединений с меньшими зазорами. По заводским данным, срок службы термически улучшенной шлицевой пары угольного комбайна составлял 5—8 мес.,. в то время как закаленной 16—20 мес. Авторы работы [34] также пришли к выводу о необходимости повышения твердости зубьев для увеличения долговечности шлицевых соединений металлорежущих станков. Обследование* шлицевых соединений станков в эксплуатации показало, что скорость изнашивания соединений с незакаленными зубьями выше, чем с закаленными, в 5 раз и более. На основании этого авторы рекомендуют проводить закалку шлицевых валов, работающих при высоких напряжениях, валов с перемещаемыми под нагрузкой шестернями и валов с постоянно работающими быстроходными зубчатыми колесами. Как показали исследования [43], резервом повышения долговечности шлицевых соединений в трансмиссиях машин является применение для изготовления валов цементуемых сталей с термообработкой до твердости HRC 58 ... 63. Прогрессивной является технология изготовления шлицевых валов с поверхностной закалкой при нагреве токами высокой частоты (ТВЧ). При закалке с нагревом ТВЧ образуется структура мартенсита, обеспечивающая большую износостойкость, чем сорбитовая структура, получаемая при других методах термической обработки валов. Закалка поверхности зубьев на высокую твердость при наличии вязкой сердцевины повышает прочность детали, значительно снижает коробление. Оборудование для закалки с нагревом ТВЧ полностью автоматизируется. По данным ХТЗ, стоимость термической обработки шлицевых валов с нагревом ТВЧ на 25% меньше, чем при закалке в соляных ваннах. Повышение износостойкости шлицевых соединений может быть достигнуто за счет применения других методов химикотермической обработки. Так, С. А. Румянцев описывает опыт повышения долговечности подвижного шлицевого соединения в приводе, несущем значительные знакопеременные нагрузки. Путем введения азотирования и цианирования поверхности зубьев вала удалось в 2,5—3 раза увеличить срок службы соединения. Минимальное коробление детали получено при цианировании на глубину 0,2—0,3 мм, твердость цианированного> слоя HRC 50. Повышение долговечности шлицевого соединения карданной передачи тепловоза, основным видом повреждения которого является схватывание, было достигнуто путем сульфоцианирова-ния шлицевого соединения втулки [1]. Наряду с высокими про-тивозадирными свойствами сульфоцианирование уменьшает износ трущихся поверхностей, ускоряет приработку шлицевых, пар и снижает шероховатость поверхности трения за счет по- -лирующего действия сульфоцианированого слоя. Сравнительные испытания показали, что в соединениях с втулками без покрытия после наработки 3800—4200 циклов наблюдалось схватывание (с задиром), имелся также значительный износ боковых поверхностей зубьев. Соединения с сульфоцианирован-ными втулками работали 63 ООО циклов без схватывания и практически без износа. Эффективным методом повышения износостойкости шлицевых соединений является также упрочнение рабочих поверхностей зубьев путем пластического деформирования. В работе [11] описывается упрочнение зубьев шлицевых втулок и валов специальными инструментами — дорном и червячным валком. Обработка ведется с припуском 0,05—0,15 мм, глубина упрочненного слоя достигает 1,7 мм, степень наклепа до 15%. Сравнительными испытаниями установлено, что скорость изнашивания упрочненных пластическим деформированием шлицевых деталей на 30—50% меньше, чем без упрочнения. Усталостная прочность шлицевых валов значительно повышается поверхностным упрочнением зубьев и переходных участков шлицевого профиля путем обдувки дробью или обкатыванием роликами [2]. Наличие смазки в шлицевом соединении обеспечивает его ‘большую износостойкость вследствие того, что полностью или частично исключается непосредственный контакт боковых поверхностей. Вследствие гидродинамического эффекта смазки при относительных перемещениях увеличиваются размеры истинных единичных контактов, что снижает давления в них. Наличие в контакте масляного слоя исключает контактную коррозию и схватывание поверхностей вала и втулки. В работе [50] исследовали факторы, влияющие на толщину масляной пленки в шлицевом соединении. Решением контактнодинамической задачи получена формула для определения минимальной толщины масляного слоя в зависимости от вязкости масла, скорости относительного перемещения поверхностей, радиуса единичного контакта и твердости поверхности. Было выявлено, что шлицевые соединения изнашиваются более интенсивно при развитии на их боковых поверхностях контактной коррозии. С целью исключения контактной коррозии рекомендуется обеспечивать теоретическую толщину масляного слоя 6min^0,8* 10-4 см подбором вязкости масла и изменением скорости относительного перемещения. Повышение вязкости масла оказывает положительное влияние на износостойкость шлицевых соединений. Например, изменение ее с v5o° =13 сСт до V50°= = 75 сСт полностью устраняло износ зубьев в соединениях, где ранее наблюдались износы до 10 мкм за 106 циклов нагружения. Увеличение частоты вращения шлицевых соединений, работающих при хороших условиях смазки, под которыми понимается гарантированный приток масла или обильное попадание смазки на торцы зубьев при длине шлицевого соединения не более одного диаметра, при прочих равных условиях приводит к увеличению толщины масляного слоя. Уменьшение сил трения особенно важно в шлицевых соединениях карданных валов, работающих в условиях осевых перемещений при одновременной передаче значительных крутящих моментов. Наличие больших сил трения в таких соединениях приводит к быстрому износу зубьев, в результате чего увеличивается неуравновешенность карданного вала и, как следствие, повышается нагруженность деталей карданной передачи и узлов, связанных с ней (коробки передач, двигателя, подвески). Кроме того, узлы, соединенные карданной передачей, нагружаются значительными осевыми нагрузками. Выгонный А. Г. оценил смазки и масла с точки зрения уменьшения сил трения в шлицевом соединении карданного вала автомобиля. Экспериментальными исследованиями установлено, что наибольшее уменьшение коэффициента трения скольжения в шлицевом соединении обеспечивается при использовании графитной смазки, масла для гипоидных передач и трансмиссионного автотракторного масла. По сравнению с широко используемой пластичной смазкой солидол УС-3 применение указанных смазок и масел уменьшило силы трения в шлицевом соединении более чем на 75%. Эффективным средством повышения долговечности высоко-нагруженных подвижных под нагрузкой шлицевых соединений, на контактирующих поверхностях которых развиваются большие давления и высокие температуры, является применение специальных тугоплавких пластичных смазок с присадкой дисульфида молибдена [57]. Как показали испытания, шлицевые соединения с молибденовой смазкой могут выдержать более высокие нагрузки без задиров и заеданий, чем с обычной пластичной смазкой. Из зарубежной практики заслуживает внимания применение нейлоновых покрытий для увеличения износостойкости рабочих поверхностей зубьев карданных валов автомобилей [60]. Нейлон отличается хорошими антифрикционными свойствами и высокой износостойкостью, в том числе при наличии абразивных частиц в зоне трения. Он химически стоек к воздействию масел и может применяться в сочетании с такими наполнителями, снижающими коэффициент трения, как тефлон, дисульфид молибдена и графит. Из-за снижения коэффициента трения уменьшается нагрев шлицевого соединения, в результате чего предотвращается быстрое ухудшение смазочных свойств масла. Нейлоновое покрытие хорошо смазывается различными сортами масел. При применении нейлонового покрытия в шлицевом соединении улучшается демпфирование вибраций, повышается сопротивление усталости зубьев, так как нагрузка распределяется по рабочей поверхности более равномерно вследствие повышенной по сравнению со стальными поверхностями податливостью материала. Шлицевое соединение с нейлоновым покрытием практически не претерпевает конструктивных изменений, за исключением некоторого уменьшения толщины и наружного диаметра зу5ьев карданного вала. Применение нейлонового покрытия позволило уменьшить коэффициент трения с 0,3 до 0,06 и увеличить долговечность шлицевого соединения карданного вала (пробег тяжелого грузового автомобиля увеличился с 32 до 240—370 тыс. км). Есть все основания полагать, что засорение масла абразивными частицами повышает износ контактирующих поверхностей шлицевых соединений. Поэтому вопрос герметизации трансмиссий имеет существенное значение в общей проблеме увеличения износостойкости шлицевых соединений. Важная роль в обеспечении высокой надежности и долговечности шлицевых соединений на стадии проектирования отводится разработке достоверных методов их расчета с учетом действительного механизма работы шлицевых соединений. Глава 3 РАСЧЕТ НАГРУЗОЧНОЙ СПОСОБНОСТИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ 3.1. РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ТРАКТОРНЫХ ТРАНСМИССИЙ НА ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ ПО МЕТОДИКЕ НАТИ Основной причиной выхода из строя шлицевых соединений в трансмиссиях машин, в частности тракторов, является износ зубьев. Поэтому нагрузочную способность шлицевых соединений определяли расчетом на износостойкость с использованием большого экспериментального материала, накопленного в НАТИ, и с учетом опыта эксплуатации шлицевых соединений в трансмиссиях тракторов. Рассматривали наиболее распространенное шлицевое соединение зубчатого колеса с валом (вал — шестерня) и соединение, нагруженное только крутящим моментом (вал — втулка). Разработка метода расчета шлицевых соединений на износостойкость [43, 44] сводилась к определению действительных максимальных давлений, возникающих на зубьях в связи с неравномерностью их нагружения в процессе работы, и давлений, допускаемых из условия износостойкости в зависимости от материала и твердости деталей шлицевых соединений. В шлицевом соединении может возникнуть концентрация нагрузки: а)    между зубьями в связи с погрешностями изготовления; б)    по высоте зубьев в связи с наличием боковых зазоров; в)    между зубьями в связи с наличием радиальной силы (в соединении зубчатого колеса с валом); г)    по длине зубьев из-за несимметричного расположения зубчатого венца относительно шлицевой ступицы (в соединении зубчатого колеса с валом) и неодинакового упругого закручивания вала и ступицы. Концентрация нагрузки а и б, как было показано в п. 2.3, в процессе приработки в начальный период времени практически уменьшается до нуля и ее можно не учитывать. Концентрацию нагрузки виг можно учесть общим коэффициентом неравномерности распределения нагрузки К = ^окрАГпрод.    (12> где /Сокр — коэффициент окружной неравномерности распределения нагрузки между зубьями из-за действия радиальной силы; /Спрод—коэффициент продольной неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев в соединении зубчатого колеса с валом при несимметричном расположении зубчатого венца относительно шлицевой ступицы. Определение коэффициента окружной неравномерности распределения нагрузки между зубьями. В шлицевом соединении, нагруженном только крутящим моментом, нагрузка после приработки распределяется между зубьями равномерно (рис. 42,а). В соединении зубчатого колеса с валом даже при идеальной точности нагрузка между зубьями распределяется неравномерно, что объясняется перераспределением нагрузок из-за действия радиальной силы Q (рис. 42, б). Наиболее нагружен зуб, находящийся вблизи действия силы, создающей крутящий момент; он расположен под углом 90° к линии ее действия. Противоположный зуб несет минимальную нагрузку. Как видно из рис. 42, коэффициент /Сокр может быть определен как отношение максимальной нагрузки на зубе к средней, т. е. при действии только крутящего момента: (13>
ср Рис. 42. Распределение нагрузки между зубьями в шлицевых соединениях типа вал—втулка (а) и вал—шестерня (б)
Мк
*)
В шлицевом соединении, нагруженном только крутящим моментом, Локр=1. Вопрос определения максимальной нагрузки на зубе шлицевого соединения зубчатого колеса с валом рассматривали в работах [7, 17, 23, 51]. Анализ этих работ позволил получить обобщенную зависимость для коэффициента /Сокр в виде /Сокр = ^    (14) где а — коэффициент, значение которого составляет, исходя из анализируемых формул, от 1 до 2; dcр — средний диаметр шлицевого соединения; Лъ—диаметр основной окружности зубчатого колеса. Анализ показал, что характер формул по определению /Сокр, полученных с использованием данных различных авторов, одинаков и он правильно отражает механизм работы шлицевого соединения зубчатого колеса с валом. Величина /Сокр зависит только от отношения среднего диаметра шлицевого соединения и диаметра основной окружности зубчатого колеса, так как это отношение характеризует степень влияния радиальной силы на нагруженность боковых сторон зубьев. Однако значения величины а в формуле (14) существенно отличаются, что объясняется отсутствием экспериментальной проверки предложенных зависимостей. Для уточнения постоянной а в формуле (14) и получения общей зависимости для коэффициента /Сокр были испытаны на износ при различных нагрузках прямобочные шлицевые соединения типа вал — шестерня с отношениями dCp/db = 0,31; 0,52 и 0,7 и шлицевое соединение вал — втулка [44]. Размеры зубьев всех соединений были одинаковы (см. 2.2), во всех случаях твердость вала HRC 20 ... 22, твердость шлицевой ступицы HRC 60... 62. Шестерня имела симметричное расположение зубчатого венца относительно шлицевой ступицы. Полученные зависимости приведены на рис. 43. Как видно из графика, при прочих равных условиях износ зубьев шлицевого соединения зубчатого колеса с валом превышает износ зубьев соединения вал—втулка и увеличивается с возрастанием отношения dcv/db (уменьшением диаметра зубчатого колеса при одном и том же диаметре шлицевого соединения). 5 W 15 20 6ср,МПа
Рис. 43. Зависимость износа зубьев вала от величины ас р среднего давления для соединения: 1 — вал—втулка; 2, 3, 4 — вал—шестерня при отношении dc^(d^ соответственно равном 0,31; 0,52; 0,7 Полученные значения критических давлений для всех соединений различаются, хотя действительные их значения, учитывая идентичность размеров и механических свойств зубьев, одинаковы. Действительное (максимальное) значение критического давления акр определяется точкой пересечения прямой 1 с осью абсцисс, так как в шлицевом соединении вал — втулка нагрузка между зубьями после приработки распределяется равномерно, а давление по оси абсцисс подсчитано по формуле (4) именно в этом предположении. Точки пересечения прямых 2, 3, 4 определяют средние значения критических давлений егкр.ср, без учета неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Так как ощутимый износ шлицевых соединений начинается при достижении критических давлений, то по аналогии с зависимостью (13) коэффициент окружной неравномерности нагружения зубьев ■^окр ^ ^кр/^кр.ср*    (15) На основании определенных на рис. 43 значений критических давлений по формуле (15) подсчитаны значения /Сокр Для испытываемых шлицевых соединений зубчатых колес с валом и получена обобщенная зависимость /Сокр от отношения dcvjdb: /Сокр = 1 + 2,bdcv/db,    (16) т. е. а=2,5, что близко к рекомендуемому в работах [8, 24] а=2. Эвольвентные шлицевые соединения отличаются от прямобочных тем, что действующие на зубья нормальные усилия направлены по касательной к основной окружности, а у прямобочных— по касательной к средней окружности dcР [12]. Поэтому при расчете коэффициента окружной неравномерности нагрузки /Сокр эвольвентного соединения вместо среднего диаметра зубьев следует принимать диаметр основной окружности, т. е. /Сокр = 1 + 2,5d cos a/db,    (17) где d — диаметр делительной окружности эвольвентного шлицевого соединения; а — угол профиля зуба. Определение общего коэффициента неравномерности распределения нагрузки. На первом этапе определили коэффициент К для случая, когда продольная неравномерность распределения нагрузки связана только со смещением венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы (отрицательная асимметрия) [43]. Рассмотрена наиболее нагруженная из-за действия радиальной силы боковая поверхность зуба. Схема распределения нагрузки по длине этой грани изображена на рис. 44. Эпюра нагрузок представляет в общем случае трапецию (вал и ступицу рассматриваем как жесткие тела). Рис. 44. Схема распре-' деления нагрузки на боковой поверхности зуба шлицевого соединения Здесь Р' — добавочное усилие на зубе, вызываемое радиальной силой; ^Р*=Ртах—Рср, где Рmax и Рср — соответственно максимальная и средняя нагрузки на зубьях; так как Ртах^РсрКокр, то Я'=РСр(Кокр—1); е — величина смещения венца зубчатого колеса относительно середины шлицевой ступицы; / — длина шлицевой ступицы зубчатого колеса; <7Ср = Рср/1— распределенная нагрузка от действия только крутящего момента; q = P/l — распределенная нагрузка от действия силы Р' при симметричном ее приложении q\ и <72 — соответственно минимальная и максимальная погонные нагрузки от действия силы Р' при асимметричном расположении зубчатого венца относительно шлицевой ступицы; q2 — максимальная погонная нагрузка от действия крутящего момента и силы Р'; х — координата нагрузки qx. Из условия равновесия сил {qi + q,)l2 = P>ll,    (18) ША = />'(/- к) - { Qx (I ~ х) dx.    (19) Решив совместно эти уравнения и учитывая, что /i = //2 + e, получим q2 = 2Рср (/Сокр - 1) (3ell + 0,5)//.    (20) Из рис. 44 видно, что К = йУЯср-    (21) Подставив в уравнение (21) значения Й2 = + Яср и <7ср = = РСр// и учитывая, ЧТО /Сокр = 1 + 2,5 dcp/db, получим для прямоточного шлицевого соединения К = 5 (3 еЦ + 0,5) dcp/db + 1;    (22) для эвольвентного шлицевого соединения К = 5 (3 <?// + 0,5) d cos a/db + 1.    (23) Формулы (22) и (23) справедливы при распределении нагрузки по закону трапеции, т. е. когда <7i + <7Cp>0. Определив путем совместного решения уравнений (18) и (20) значение q\, после необходимых преобразований получим выражение, определяющее условие применимости формул (22) и 23): — <    _.    (24) ^ 6 (^Сокр — О Был проведен конструктивный анализ зубчатых колес коробок передач тракторов ДТ-54, Т-74, Т-40, ДТ-75, МТЗ-50 и по его результатам на графике (рис. 45) нанесены точки, определяющие зависимость отношения е/l от коэффициента /Сокр- Здесь же нанесена кривая предельной зависимости значений е/l от /Сокр, при которых нагрузка распределяется по закону треугольника по всей длине зуба. Как видно из графика, большинство зубчатых колес коробок передач тракторов имеют смещения, соответствующие распределению нагрузки по закону трапеции (точки, расположенные ниже кривой). В случае, когда условие (24) не выполняется, нагрузка по длине зуба распределяется по закону треугольника, что практически означает (исключая предельный случай) участие в работе боковой поверхности зуба не по всей его длине (рис. 46). Такое распределение нагрузки крайне неблагоприятно для износостойкости шлицевых соединений, так как приводит к резкой концентрации нагрузки на одном торце ступицы. Поэтому уменьшение смещения зубчатого венца относительно середины, шлицевой ступицы следует считать одним из главных путей повышения нагрузочной способности шлицевых соединений. Коэффициент К в случае, когда не выполняется условие (24), можно определить по формулам (22) и (23), подставив Рис. 45. Предельная и действительные зависимости отношения е/l от коэффициента /Сокр для зубчатых колес коробки перемены передач тракторов: -—_____ О — Т-74; а—ДТ-54; # — Т-40; I    VI    X—ДТ-75; Т— МТЗ-50 Рис. 46. Распределение нагрузки по длине зуба шлицевого соединения по закону треугольника
А 7т #х Vх о °х X о °о • “х ■ д А окр б£ Кокр 1 вместо I рабочую длину зубьев /'=/ Для экспериментальной проверки полученной зависимости по определению коэффициента К проведены стендовые испытания на износ прямобочных шлицевых соединений вала с шестернями, имеющими различные величины смещения зубчатого венца е. Определена величина износа зубьев вала с твердостью HRC 20... 21 в соединении его с шестерней (т = 5/3,75 мм; 2=19), имеющей симметричное и асимметричное (е=\Ъ мм* асимметрия отрицательная) расположение зубчатого венца относительно шлицевой ступицы. Оба шлицевых соединения работали при одинаковом среднем давлении аср=9 МПа. Максимально е давление на зубьях в соединении с симметричным расположением зубчатого венца <Ттах=сгср/(окр=20,7 МПа, в соединении с асимметричным расположением зубчатого венца tfmax = ^ср/С= 33,5 МПа. Среднеарифметическая величина износа всех зубьев, определенная по двум крайним сечениям изношенного участка, после 100 ч работы соединения при /2=1300 об/мин составила: в соединении с симметричным расположением зубчатого венца 0,073 мм, в соединении с асимметричным расположением зубчатого венца 0,123 мм. Из этих данных видно, что увеличение максимального давления в шлицевом соединении только за счет смещения зубчатого венца относительно середины шлицевой ступицы в 1,62 раза привело к увеличению износа зубьев в 1,68 раза. По данным испытаний на износ (см. п. 2.3) и с учетом коэффициента окружной неравномерности /С0кр получена эмпирическая зависимость для определения величины износа боковых поверхностей зубьев при работе с давлениями выше критических как функции максимального давления атах (МПа), времени t (ч) и твердости зубьев по Роквеллу где п — частота вращения соединения, об/мин; b — постоянная, равная 0,85-(среднеуглеродистые стали) и 1,2 (цементируемые стали).
(25)
При расчете по этой формуле износ зубьев вала соединения с асимметричным расположением зубчатого венца шестерни в наиболее нагруженном сечении за 100 ч работы должен составить [/=0,14 мм. При испытаниях этого соединения износ зубьев вала на краю ступицы, в сторону которого смещен зубчатый венец, составил 0,145 мм, в противоположном 0,1 мм. Как видно из этих данных, расхождение значений износа зубьев вала, полученных экспериментально и по формуле (25), составляет 3,5%.
Кроме того, было испытано на износ при аср = 9 МПа шлицевое соединение вала (HRC 24... 25) с шестерней, имеющей смещение зубчатого венца е=23 мм. Максимальное давление на зубьях атах = сгСр^=60,2 МПа. Износ зубьев вала после работы в течение 175 ч при /г= 1500 об/мин составил: в крайнем сечении, в сторону которого смещен зубчатый венец, 0,61 мм, в противоположном крайнем сечении 0,54 мм. При расчете по формуле (25) износ зубьев вала в крайнем сечении, в сторону которого смещен зубчатый венец, составляет [/=0,55 мм. И в этом случае экспериментальные и расчетные данные достаточно близки друг к другу. Таким образом, экспериментальная проверка показала, что формула (22) по определению коэффициента К правильно отражает действительную картину распределения нагрузки на рабочих поверхностях шлицевого соединения. Из приведенных данных видно, что при работе шлицевых соединений с асимметричным расположением венца зубчатого колеса относительно шлицевой ступицы в условиях передачи нагрузок, превышающих критические, износ рабочих поверхностей происходит неравномерно по длине зубьев. За 100—175 ч работы на стенде неравномерность износа составила 0,045— €,07 мм по длине ступицы (0,06—0,09 на 100 мм длины), что превышает допустимую величину отклонения от параллельности зубьев вала по ГОСТ 2796—71 почти до 2 раз. Для определения коэффициента продольной неравномерности распределения нагрузки по длине зуба шлицевого соединения /Спрод при положительной асимметрии зубчатого венца в НАТИ были проведены специальные исследования [46]. Испытывали прямобочные шлицевые соединения с размерами, указанными в п. 2.2, сопрягаемая с валом шестерня (сталь 18ХГТ, HRC 60) имела ширину 78 мм, вал был изготовлен из стали 40Х с твердостью зубьев HRC 20. Испытания проводили на стенде с замкнутым силовым контуром с частотой вращения лг= 1600 об/мин и крутящим моментом AfK=240 Н-м, при котором среднее давление на боковых поверхностях зубьев шлицевого соединения аср=5,8 МПа, что превышает величину среднего критического давления для зубьев вала. В связи с высокой твердостью шестерни износ зубьев соединения происходил только на валу. Исследовали шлицевые соединения вала с шестернями, имеющими симметричное и асимметричное расположение зубчатого колеса шестерни относительно шлицевой ступицы. Знак асимметрии (положительная или отрицательная) у последних изменяли путем установки шестерни с поворотом на 180°. Соединения всех трех вариантов работали при одинаковых нагрузочных режимах (аСр, п) в течение ^=45 ч. На рис. 47 показана кривая износа зубьев вала вдоль их длины при симметричном расположении зубчатого венца ше- Максимальный износ шлицевых соединений
<<< Предыдущая страница  1     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я