Введение. Общие сведения по применению

ВВЕДЕНИЕ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ПО ПРИМЕНЕНИЮ

ШЛИЦЕВЫХ СОЕДЕНЕНИЙ.

Введение

Известно, что для передачи крутящего момента можно создать неподвижную пару: вал - отверстие, применив посадку с натягом. Такое соединение позволяет получить наилучшее сопряжение с точки зрения совпадения осей вала и отверстия. Это, казалось бы, самое простое решение требует высокой точности при изготовлении пары, специальных технологических методов сборки, ограничено расчётным уровнем сил трения в области сопряжения, да и к тому же, как правило, не может быть разобрано и вновь собрано с сохранением прежних характеристик. Для обеспечения взаимной связи возможно применение шпоночного соединения, когда вал и отверстие собираются с гарантированным зазором, а, в предварительно подготовленные пазы вводится специальный элемент-шпонка. Такой подход всегда приводит к тому, что оси вала и втулки не совпадают, и кроме того, весь крутящий момент передаётся через одну шпонку, что создаёт повышенную концентрацию напряжений как на валу так и на втулке. Cтановится ясно, что хотелось бы получить технологически, реально получаемое соединение, хотя бы частично свободное от указанных недостатков. Такие конструкции получили название шлицевых соединений.

 

Назначение и применение

 

Повышенные требования к выпускаемой продукции и возросшие технологические возможности позволили применять шлицевые соединения практически во всех областях машиностроения и приборостроения. Подтверждением тому служит автомобиль, создать качественную и надёжную коробку перемены передач для которого, без шлицевых соединения практически невозможно. Следует заметить, что именно это соединение позволяет получать как подвижные, так и неподвижные пары при достаточно высокой соосности и необходимой прочности. Немало важно также, что только применение треугольных шлицевых соединений с небольшими модулями позволяет создавать лёгкие разборные соединения типа «труба в трубе».

Терминология и виды

В машиностроении и приборостроении повсеместно применяется термин «центрирование», который определяет точность расположения осей изделий поверхностей относительно друг друга. При проверке, всегда ось одной из деталей либо общая ось в сборке принимается за базовую, а отклонение второй оси относительно базовой или обеих осей относительно общей базовой оценивается.

Теоретически улучшить характеристики шпоночного соединения можно введя две шпонки и более, но этого не делают, а применяют другое соединение называемое шлицевым (рис1).

Шлицевым называется разъёмное соединение отверстия и вала, когда на валу выполнены выступы определённой формы, а на поверхности отверстия впадины аналогичной формы и количества.

Деталь (охватываемая), на наружной поверхности которой изготовлены выступы, называется шлицевым валом.

Деталь (охватывающая), на внутренней поверхности которой изготовлены впадины, называется шлицевым отверстием.

К шлицевым соединениям относятся также и те, в которых соединение производится по торцевым поверхностям,вариант одного из них, с треугольным зубом, показан на рисунке 1. Однако, следует заметить, что такие соединения применяются редко и ненормированы.

а.

б.

 

в.

Рисунок 1. Виды шлицевых соединений:

а) прямобочное шлицевое соединение, б) торцевое шлицевое соединение,

в) шлицевое соединение с дополнительным базированием.

 

Для повышения соосности соединений применяют дополнительные вспомогательные поверхности и кольцевые вставки, что показано на рисунке 1в.

Форма профиля выступов у вала и пазов у втулки может быть различной, но наибольшее применение нашли прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицевые соединения (рис.2).

 

 

 

Рисунок 2.Форма профилей шлицевых соединений

а-прямобочная, б-эвольвентная, в-треугольная

 

 

Наибольшее распространение получили шлицевые соединения с

прямобочным профилем зуба, которые надёжны и просты в изготовлении. Эти соединения применяются для подвижных и неподвижных соединений. Причем, в зависимости от передаваемого крутящего момента используются соединения легкой, средней и тяжелой серии, параметры которых приведены в таблицах 2, 3, 4 приложения, в соответствии со стандартом "Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры". Основные размеры шлицевой втулки и шлицевого вала даны на рис. 2,3.

Эвольвентные шлицевые соединения наиболее совершенны и имеют следующие достоинства:

1. более технологичны, так как валы одного модуля (одного из основных параметров, через который определяются размеры зубьев шлицевых вала и втулки) могут быть обработаны одним типоразмером обрабатывающего инструмента, которым является червячная фреза, и могут обеспечить высокую точность при использовании всех отделочных операций (шевингование, шлифование и т.д.);

2. обладают способностью передавать большие крутящие моменты, благодаря плавным переходам профилей, а также в силу того, что зубья у них прочнее из-за переменной толщины и утолщения у основания. Такое решение позволяет снизить концентрацию напряжений на 10…40% по сравнению с прямобочным профилем;

3. при относительных перемещениях шлицевых вала и втулки обеспечивается самоустановка, более точное центрирование под нагрузкой, что обеспечивает более надёжное продольное перемещение.

 

Наряду с достоинствами, эвольвентные шлицевые соединения имеют и недостатки, сдерживающие их широкое применение, среди которых особо следует отметить следующие:

1. сложность и высокая стоимость инструмента для обработки втулок – протяжек;

2. сложность в изготовлении профиля;

3. высокая стоимость и сложность калибров для контроля изделий;

 

Треугольные шлицевые соединения (рис. 2в) передают незначительные крутящие моменты, в силу того, что применяются с модулем 0,2— 1,5мм. Наиболее часто применимы параметры соединений: число зубьев 20—70; модуль; угол впадин вала 90; 72 и 60°. Однако, отсутствие стандартов на треугольные шлицевые соединения приводит к тому, что применяют в промышленности соединения и с иными параметрами.

В силу геометрической формы соединения центрирование возможно только по боковым сторонам зубьев. Первоначально эти соединения нашли применение взамен посадок с натягом и при сопряжении тонкостенных валов и втулок, где существенная высота зубьев не позволяет применять прямобочные и эвольвентные соединения. Сегодня, с внедрением новых материалов и технологий, спектр применения треугольных шлицевых соединений существенно расширился и они применяются для разборных и подвижных соединений.

При изготовлении треугольных шлицевых соединений применяют нарезание червячными фрезами, накатывание, наружное и внутреннее протягивание. Последующее дорнование позволяет получить коническое соединение треугольных шлицев. Применяется угол уклона впадины 1° 37' и конусность 1: 16. Размеры зубьев конического соединения нормируют по большому основанию конуса.

Контроль среднего делительного диаметра проводится с применением метода проволочек, подобно контролю резьбы.

 

ПРЯМОБОЧНЫЕ ШЛИЦЕВЫЕ

СОЕДИНЕНИЯ.

 

Методы центрирования.

 

Допуски и посадки шлицевых соединений определяются их назначением и принятой системой центрирования втулки относительно вала. Выбор способа центрирования зависит от эксплуатационных требований и технологии изготовления шлицевых деталей.

Существует три способа центрирования шлицевых соединений:

по поверхности наружного диаметра (D), по поверхности внутреннего

диаметра (d) и по боковым поверхностям шлицев (b).

Центрирование по наружному диаметру (D) и по внутреннему диаметру (d) рекомендуется применять в случаях повышенных требований к точности соосности элементов соединения. Уровень соосности в обоих вариантах приблизительно одинаков (в чём можно убедиться проанализировав применяемые посадки, заметив, что разница диаметров (d) и (D) не значительна). При всех способах центрирования по нецентрирующим поверхностям предусматриваются гарантированные зазоры (рис.4), наиболее точные элементы соединения, а это центрирующие и вспомогательные поверхности обязательно шлифуют или калибруют.

Центрирование по (D) (рис.4) осуществляется только в том случае, когда охватывающая деталь остается незакаленной или калится на невысокую твердость (HRC не свыше 40), допускающую протягивание или калибровку шлицевого отверстия. Вал в этом случае обрабатывается фрезерованием или окончательным шлифованием по наружному диаметру D на обычных шлифовальных станках. Для этого способа центрирования при изготовлении валов применяют вариант исполнения: шлицевой втулки исполнение 1А (рис.3), шлицевого вала исполнение 3Б (рис.3), в силу гарантированного зазора по d.

Центрирование по (d) осуществляют при высокой твердости термически обработанных охватывающих деталей (рис.4а), не позволяющей вести обработку этих деталей протягиванием. В этом случае отверстие шлифуют на обычном внутришлифовальном станке, а шлицевой вал на специальном шлицешлифовальном станке. Применяется центрирование по (d) также в случае, когда после термообработки могут возникнуть значительные искривления длинных валов. Способ центрирования по d значительно дороже чем центрирование по D, в связи с тем, что получение высокоточных поверхностей d и b при изготовлении щлицевого вала проводится в исполнении 1Б (рис.3), где фрезой с «усиками» выполняются канавки для выхода шлифовального круга и создаётся посадочная поверхность «a».Шлицевая втулка изготавливается в исполнении 1А (рис.3).

 

Центрирование по (b) - боковым сторонам шлицев (рис.4с), используется, когда не требуется высокая точность центрирования сопрягаемых деталей при знакопеременных нагрузках, при передаче значительных моментов, когда недопустимы большие зазоры между боковыми поверхностями вала и втулки. Центрирование по b является наиболее простым и экономичным способом. При центрировании по b зазоры гарантированы по поверхностям d и D, исполнение шлицевой втулки 1А (рис.3), шлицевого вала 2Б (рис.3), где предусматривается занижение диаметра d до d1, чем обеспечивается возможность выхода шлифовального круга при обработке боковых поверхностей шлицев.

 

Назначение и применение

 

Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зуба имеют то же назначение, что и прямобочные, но обладают рядом преимуществ: технологичностью; повышенной прочностью и передают большие крутящие моменты при аналогичных геометрических параметрах. Эвольвентные шлицевые соединения, особенно в тя­желонaгруженных механизмах, вытесняют шлицевые пря­мобочные соединения. Это объясняется повышенной проч­ностью зубьев эвольвентных шлицевых валов, более вы­сокой технологичностью их изготовления (при заданном модуле шлицылюбого размера вала нарезают с помощью одной червячной фрезы) и высокой точностью центриро­вания шлицевых соединений. Шлицевые валы и втулки эвольвентных шлицевых сое­динений отличаются формой и размерами зубьев и впа­дин от аналогичных валов и втулок прямобочных шлице­вых соединений. Боковые поверхности зубьев и впадин выполнены по кривой, называемой эвольвентой, подобно профилю зубьев зубчатых колес.

Рисунок 10. Эвольвентные шлицевые: а-вал, б-втулка

Центрирование и посадки

 

Эвольвентные шлицевые соединения чаще центрируют по наружному диаметру D (рис 12) и по бо­ковым поверхностям зубьев s = e(рис 13). Допу­скается центрирование по внутреннему диаметру. Форма дна впадины вала и втулки может быть как закругленной (см. рис 13),так и плоской (рис 12). Размерные ряды шлицевых эвольвентных соединений (номинальные диаметры D, модули и числа зубьев z) при­ведены в / 8 /. Выборка наиболее часто применяемых D, m и z приведены в таблице 2, где предпочтительные выделены жирным шрифтом. Посадки по не центрирующим диаметрам установлены только при плоской форме диаметра впадины (табл 3). В случае закругленной формы дна впадины при центрировании как по наружному диаметру D, тaк и по боковым поверх­ностям зубьев s=e на размер d_f поле допуска не назначают; размер d_f ограничивают его наибольшим значением df max (для исключения возможного защемления вершин зубьев втулки во впадинах вала). Допуск для диаметра Dfокружности впадин втулки также не пре­дусмотрен; размер диаметра D f ограничен наименьшим зна­чением. Поля допусков и посадки шлицевых эвольвентных сое­динений даны в табл. 3,4,5 и показаны на рис.14,15.

 

Таблица 1. Параметры шлицевого эвольвентного соединения

 

 

Параметр	Обозначение	Зависимость
Диаметр делительной окружности	d	d = mz
Делительный окружной шаг	p	Р = π т
Номинальная делительная окружная толщина зуба вала (впадины втулки)	s(е)	s =е=0,5π m + 2 х m tg α
Смещение исходного контура	хт	xm = 0,5 [ D –m(z+1,1)]
Номинальный диаметр окружности впадин втулки	Df	Df = D
Номинальный диаметр окружности вершин зубьев втулки	Da	Dа = D - 2m
Номинальный диаметр окружности впадин вала	df	df max = D – 2,2m
Номинальный диаметр окружности вершин зубьев вала: при центрировании по боковым поверхностям зубьев	da	da = D - 0,2m da = D

Рисунок 12. Центрирование по наружному диаметру ШЭС.

Рисунок 13.Центрирование по боковым сторонам ШЭС.

 

Таблица 2. Номинальные значения основных параметров эвольвентных шлицевых соединений (1-го ряда, часто применяемые)

 

Модуль, мм	Номинальный диаметр D. мм
Число зубьев z
0.8
1.25

 

Таблица 3. Посадки при центрировании по наружному диаметру Df =da

 

Размер	Поля допусков при форме дна впадины	Посадки при форме дна впадины
плоской	закруглённой	плоской	закруглённой
Df	H7 (1-й ряд) H8 (2-й рядl)	H7 / n6 H7 / h6 H7 /g6 H7 / f 7 H7 / js6	H8/n6 H8/h6   H8/g6 H8/f7
da	n6; h6;g6; f7 (для 1-го и 2-го рядов) js6 (только для 1-го ряда)
e	9H и 11H	9H/9h; 9h/9g;9H/9d; 11Н/11c; 11H/11a
s	9h; 9g; 9d; 11c; 11a
Da	H11	H11	H11/h16	-
df	H16	df max=D-2,2m

 

 

 

 

Рисунок 14. Посадки при центрировании по Df=da

Таблица 4. Посадки при центрировании по боковыми поверхностям s = e

 

Размер	Поля допусков при форме дна впадины	Посадки при форме дна впадины
плоской	закруглённой	плоской	закруглённой
e	7H 9H и 11H	7H/7n;7H/7h; 7H/8p; 7H/8k; 7H/9r; 9H/7f; 9H/8k; 9H/8f; 9H/9g 9H/9h; 11H/10d;
s	7n; 7h; 7f; 8p; 8k; 8f; 9r; 9h; 9g; 10d;
Df	H16	Df min=D	H16/d9; H16/h12	-
da	d9; h12	d9; h12
Da	H11	H11	H11/h16	-
df	h16	df max=D-2,2m

 

На ширину e впадины втулки и толщину зуба s допу­ски установлены не по квалитетам, а по степеням точности, обозначаемым цифрами в порядке убывания точности: 7, 9 и 11(для толщины зуба s вала дополнительно предусмо­трены 8-я и 10-я степени точности). Чтобы отличить поле допуска по квалитету от поля допуска по степени точности, при условном обозначении поля допуска степень точности указывают левее основного отклонения, например 7Н, 9h и т. д.

Верхнее и нижнее отклонения ширины впадины е втулки или толщины зуба s вычисляются по зависимостям табл. 1 и даны в Гост 6033-80.

Отклонения отсчитывают от номинального размера s = е по дуге де­лительной окружности d. На сборку шлицевых эвольвентных соединений влияют отклонения формы и расположения поверхностей, поэтому для обеспечения сборки стандартом установлен суммарный допуск Т (см. рис. 7), состоящий из двух допу­сков: допуска Ts(Тe)собственно на размер s (е) и допуска T - Ts(Т - Te ) формы и расположения элементов про­филя зуба вала (соответственно профиля впадины втулки). Поле допуска Т -Tsна рис. 16 заштриховано накрест.

Вследствие того, что допуск Т, по толщине зуба вала и ширине впадины втулки состоит из двух частей, стан­дарт, для каждого поля, содержит три отклонения:

· основное (суммарное), обозначенное es для вала и ЕI для втулки

· верхнее esи нижнее ei - для вала

· и соответственно ES и EI- для втулки (см. табл.6).

 

 

 

 

Рисунок 15. Посадки при центрировании по s=e

Таблица 5. Посадки при центрировании по внутреннему диаметру Da =df

 

Размер	Поля допусков при форме дна впадины	Посадки при форме дна впадины
плоской	закруглённой	плоской	закруглённой
Da	H7 (1-й ряд) H8 (2-й ряд)	H7 / n6 H7 / h6 H7 /g6	H8/n6 H8/h6   H8/g6
df	n6; h6;g6;
Df	H16	Dfmax=D+2,2m	H16/h12	-
da	h12	h12
e	9H и 11H	9H/9g 9H/9h; 9H/9d; 11H/11c;11H/10a;
s	9h; 9g; 9d 11c; 11a

Примечание к таблицам 3,4,5: При выборе полей первый ряд следует предпочитать второму. Предпочтительные посадки выделены. Наибольшие значения нецентрирующих диаметров подсчитывать по формулам:

Df max = D + 2,2m, df max = D - 2,2m, где m-модуль.

Рисунок 16. Расположение полей допусков толщины зуба s и ширины впадины e эвольвентного шлицевого соединения.

Пример выбора параметров эвольвентного шлицевого соединения.

 

Для подвижного шлицевого соединения D = 50 мм, с модулем т = 2 мм, без повышенных требований к соосности, выбрать геометрические параметры, определить предельные размеры вала и втулки, представить схему расположения полей допусков с оценкой предельных зазоров.

Принимаем центрирование шлицевого соединения по боковым поверхностям зубьев. По номинальному (исходному) диаметру соединения D = 50 мм и модулю т = 2 мм, по табл. 2 определяем число зубьев z = 24.

Геометрические параметры получаем в соответствии с табл. 1,

где:

для вала толщина зуба по делительной окружности

s =(π/2) m+2 Xm tgα,

здесь смещение исходного контура будет:

Xm=0.5(D - m z -1.1 m)

Xm=0.5 · (50 - 2·24 -1.1·2) = -0,1мм

Теперь:

s =(3,1415/2) · 2+2· (-0,1) · 0,5773

s =3,1415+(-0,11547)=3,026мм

для шлицевой втулки ширина впадины по делительной окружно­сти

s=e=3,026мм

диаметр окружности вершин зубьев:

da =d-0,2m

da =50-0,2·2=49,6 мм.

диаметр окружности вершин зубьев втулки

Da = D – 2m

Da = 50 – 2·2 = 46мм.

Диаметр делительной окружности вычисляем

d = mz = 2·24 =48мм.

Принимаем плоскую форму дна впадины и согласно примечанию к табл. 4. определяем, диаметр окружности впадин вала

df тах = D­- 2,2т = 50 - 2,2·2 = 45,6 мм

Диаметр окружности впадины втулки будет

Df = D = 50 мм.

Учитывая заказанную подвижность соединения выбираем посадки с зазорами. на каждый размер шлицевых деталей по табл.4.

Для центрирования по боковым сторонам предусмотрены предпочтительные посадки 9H/9h и 9H/9g,больший зазор у 9H/9g, её принимаем и получаем формулу соединения.

По таблице приложения 22 выписываем параметры, для шлицевой втулки c полем 9H при D = 50 мм, и модуля т = 2 мм, ES=+71, ESe=+26, EI=0, для шлицевого вала c с полем 9g: es=-11, ese=-37, ei=-82.

Для большего диаметра примем посадку H16/d9 по таблице 4. Параметры шлицевой втулки по Df=50,будут определены по таблицам приложения: EI=0, ES=+1600, шлицевого вала по da= 49,6,es=-80,ei=-142.

Для меньшего диаметра по табл. 4 принимаем посадку H11/h16 определяя характеристики по таблицам допусков и посадок, приложения. Параметры шлицевой втулки при Da=46, будут EI=0, ES=+160, шлицевого вала при df= 45,6, es=0, ei=-1600мкм,

По полученным значениям отклонений не трудно получить предельные размеры поверхностей соединения. Результаты удобно представить в виде таблицы табл.6. Подсчитываем предельные размеры и допуски, занося в таблицу.

Таблица 6. Результаты.

 

Параметр мм	Поле допуска	Предельные отклонения мкм	Предельные размеры мм	Допуск мм
ES (es)	ESe (ese)	EI (ei)	max	min
Шлицевый вал
s=3,026	9g	-11	-37	-82	2,989	2,944	0.045
da=49,6	d9	-80	-	-142	49,520	49,458	0,062
df=45,6	h16		-	-1600	45,6	44,0	1,6
Шлицевая втулка
e=3,026	9H	+71	+26		3,097	3,052	0,045
Df=50	H16	+1600	-		51,6	50,0	1,6
Da=46	H11	+160	-		46,16	46,0	0,16

 

 

Схемы расположения полей допусков изображены на рис.9.

 

Рисунок 18. Графическое представление посадок шлицевого соединения 65x3x 9H/9g Гост 6033-60

 

Определяем наибольший Smax и наименьший Smin зазоры для посадки 9H/9g по боковым поверхностям зубьев:

 

Smax = eimax - Smin = 3,097 - 2,944 = 0,153мм;

 

Smin = eimin - Smax = 3,052 - 2,989 =0,063 мм.

 

Пример выбора параметров треугольного шлицевого соединения.

 

Для неподвижно сопрягаемого с втулкой вала, имеющего проектный диаметр 20…25 мм, передающего крутящий момент 600Н/м, подготовить эскиз треугольного шлицевого соединения с числом зубьев .

 

Решение А.

 

1. Применяя номограмму рис 21, по крутящему моменту и интервалу диаметра выбираем длину вала l =60мм.

2. Определяем ориентировку номинального размера по средней величине интервала

 

мм

 

по ряду R20 табл. 24 принимаем стандартное значение .

3. Вычерчиваем эскиз треугольного шлицевого соединения с указанием геометрических характеристик, в соответствии с рис.19

4. Определяем ориентировочный модуль, используя

 

мм

 

По табл. 25, в соответствии с ГОСТ 9563-60 выбираем стандартный меньший модуль ,

5. Определяем средний делительный диаметр, при стандартном модуле

мм

 

6. Определяем значение диаметра по выступам шлицевого вала

мм

Как видно полученное , 22.5>22.0, поэтому вновь выбираем стандартный, но меньший модуль m=0.55 и получим средний делительный диаметр:

 

мм

Диаметр по выступам вала будет

Теперь

 

7. В силу распределения зубьев по окружности, для обеспечения собираемости, компенсации погрешностей по шагу и отклонений формы принимаем и .

8. Заполняем таблицу 9, определяя параметры при d=19.8мм

Таблица 9. Расчёт параметров треугольного шлицевого соединения

 

Угол	Формула	Эскиз	Результат	Примечание
			20.664	Теоретический диаметр на втулке.
			20.625	Диаметр впадин втулки.
			20.583	Диаметр выступов вала.
			0.041	Зазор .
			19.112	Диаметр выступов втулки.
			18.859	Диаметр впадин вала.
			0.253	Зазор .
			18.815	Теоретический диаметр на валу.

 

 

9. Шаг зацепления будет:

мм.

10. Ширину зуба и впадин по делительному диаметру d получим из геометрии, обозначив угол зуба на втулке и угол зуба на втулке, при наличии допустимых зазоров(Рис 22):

Рисунок 22. Геометрические соотношения

 

11. Зазор по делительному диаметру:

 

 

12. Допуски для делительного диаметра назначим в тело детали в направлении перпендикулярном к оси детали: для втулки по IT8: для вала по IT9: , допуски для всех других диаметров по IT10:

 

Данный расчет позволит получить соединение с зазором по делительному диаметру d. Увеличение угла приводит к получению натягов, уменьшение - к зазорам.

Решение Б.

1. Выполним пункты 1-6 решения А.

2. Определим и

3. Назначим посадки в соответствии с рис 20 получим диаметры с отклонениями:

;

 

 

Проверка соединения по напряжениям смятия проводится по формуле:

 

Для треугольного шлицевого соединения

 

,

 

Для неподвижного вала без термообработки по табл. В

 

 

62МПа<[60…100] Мпа

 

Как видно смятия зубьев происходить не будет.

На чертежах отверстия и вала указывают число зубьев , угол 1, угол , диаметр начальной окружности d.

Кроме того, на чертеже отверстия задают наружный диаметр по вер­шинам , диаметр впадин с над­писью «минимум» и внутренний диа­метр d_a, ана чертеже вала — внутрен­ний диаметр по вершинам D₂, наруж­ный диаметр и диаметр впадин d_B с надписью «максимум».

Для контроля параметров на чертеже также указывают диаметры проволочек и номинальный размер между проволочками для от­верстия и по проволочкам для вала, и делают надпись: «Откло­нения по диаметру начальной окруж­ности».

 

Заключение

Материал представленный в настоящем учебно-методическом пособии позволяет получить достаточно широкое представление о назначении применении и видах различных шлицевых соединений, применяемых в машиностроении и приборостроении. Приведённые расчётные и графические примеры, а также справочные материалы позволяют, в соответствии с поставленной задачей, самостоятельно, как выбрать вид шлицевого соединения с определением параметров, так и представить его графически.

 

 

П Р И Л О Ж Е Н И Я

Справочные материалы

Таблица 10. Посадки прямобочных шлицевых соединений в зависимости от принятого метода центрирования и от условий эксплуатации

 

Центрирующая поверхность	Условия эксплуатации
Неподвижные соединения	Подвижные соединения
Большие ударные нагрузки, редкая разборка	Умеренные нагрузки, частая разборка
d	D	b	d	D	b	d	D	b
D
d
b

При центрировании по "D" или "b" диаметр d не должен быть больше диаметра d1, таблицы 2, 3, 4.

 

 

Таблица 11.

Основные размеры шлицевой втулкии шлицевого вала, мм

 

Легкая серия

 

							f
Номиналь- ные параметры z ´ d ´ D	z	d	D	b	d1, нe ме­нее	а, не менее	Номиналь-ное значение	Предель-ное отклоне-ние	r не бо­лее
6´26´30					24,6	3,85	0,3	+0,2	0,2
6´29´32					26,7	4,03	0,3	+0,2	0,2
8´32´36					30,4	2,71	0,4	+0,2	0,3
8´36´40					34,5	3,46	0,4	+0,2	0,3
8´42´46					40,4	5,03	0,4	+0,2	0,3
8´46´50					44,6	5,75	0,4	+0,2	0,3
8´52´58					49,7	4,89	0,5	+0,3	0,5
8´56´62					53,6	6,38	0,5	+0,3	0,5
8´62´68					59,8	7,31	0,5	+0,3	0,5
10´72´78					69,6	5,45	0,5	+0,3	0,5
10´82´88					79,3	8,62	0,5	+0,3	0,5
10´92´98					89,4	10,08	0,5	+0,3	0,5
10´102´108					99,9	11,49	0,5	+0,3	0,5
10´112´120					108,8	11,72	0,5	+0,3	0,5

 

 

Таблица 12.. Основные размеры шлицевой втулки и шлицевого вала, мм

Средняя серия