1.3. Трансмиссии

Трансмиссия представляет собой систему механизмов для пере­дачи энергии от двигателя к исполнительным органам машины с из­менением скоростей, крутящих моментов, направления и вида дви­жения. В зависимости от способа передачи энергии их делят на механические, электрические, гидравлические и пневматические. В рассматриваемых ниже механических передачах наиболее распро­страненными являются передачи вращательного движения, одни из которых используют трение (фрикционные и ременные), а другие — зацепление (зубчатые, червячные, цепные и винтовые). В каждой пе­редаче вал, передающий мощность, называется ведущим (входным), ^а воспринимающий ее — ведомым (выходным).

Основными параметрами передач являются мощность на веду­щем Р1 и на ведомом Pi валах (в Вт), а также быстроходность, ха­рактеризующаяся угловой скоростью vvi или частотой вращения ве­дущего н\ и ведомого н'2 и т валов (в рад/с и с¹), где н> = ял/30. Так как при передаче мощности от ведущего вала к ведомому происхо­дят ее потери на трение в движущихся частях, то Р\>Рг. Величина этих потерь характеризуется КПД передачи

Л = ft/Pi < 1.

Общий КПД системы передач определяется как произведение КПД отдельных передач:

Лобщ=Г11Л2^г13---^г1»-

Передачи могут выполняться с постоянным и переменным (регу­лируемым) передаточным числом и, определяемым как соотношение частот вращения одного вала к другому. Различают понижающие (редукторные) передачи, у которых и>\ и п\>пг и повышающие (мультипликаторные), у которых и<\ и п\<т. В строительных ма­шинах преимущественное распространение получили понижающие передачи, у которых

и-п\1п2.

Передаточное число системы передач определяется как произве­дение передаточных чисел передач ее составляющих, т.е.

и₀бщ= и\ иг из... и_п.

Между различными параметрами передач существуют следую­щие соотношения: мощность Р (Вт) можно выразить через окруж­ное усилие F (Н) элемента передачи и его окружную скорость v (м/с):

P=Fv при v-nnD;

крутящий момент Мк_Р (Нм) можно выразить через мощность Р (Вт) и частоту вращения л(с-'):

Мкр=Р/п.

Крутящие моменты на ведущем М_кр\ и ведомом М_Кр2 валах пере­дачи связаны зависимостью

Мкр2=Мкр1«.

Фрикционные передачи работают за счет сил трения, возникаю­щих в месте контакта цилиндрических, конических и клиновых кат­ков (рис. 1.1), при их взаимном прижатии друг к другу с усилием Q. Величина силы трения между катками F—Qf, где/— коэффициент трения. Рабочие поверхности фрикционных катков изготовляют и

з

различных материалов, применяемых в сочетании сталь по стали, пластмассе, коже, прессованному асбесту или прорезиненной ткани, чугун по коже и т.п. Передаточное число фрикционной передачи без учета проскальзывания катков u-DilDx, где D\ и Di — диаметры катков. В силовых передачах м<10. Фрикционную передачу с пере­менным передаточным числом называют вариатором. По конструк­ции вариаторы разделяют на лобовые, конусные, шаровые, торо- вые, многодисковые и клиноременные.

Фрикционные передачи просты по конструкции, обеспечивают плавность и бесшумность работы, безударное включение на ходу, бесступенчатое регулирование передаточного числа и реверсив­ность движения. Основные их недостатки — проскальзывание кат­ков и ограниченный диапазон передаваемых мощностей (до 20 кВт).

Ременные передачи состоят из ведущего и ведомого шкивов (рис. 1.2, а), расположенных на определенном расстоянии друг от друга и охватываемых между собой одним или несколькими беско­нечными ремнями. Усилие от ведущего шкива к ведомому передает­ся за счет сил трения, возникающих между шкивами и ремнем вслед­ствие натяжения последнего. В соответствии с формой поперечного

б)

шт			тщ
	-i-

Рис. 1.2. Ременные передачи

сечения ремня различают плоскоременные (рис. 1.2, б), клиноремен- ные (рис. 1.2, в), поликлиновые (рис. 1.2, г) и круглоременные (рис. 1.2, <)) передачи. К ременным передачам условно относят пере­дачи с зубчатыми ремнями (рис. 1.2, е), работающие по принципу зацепления. Плоский ремень таких передач имеет на внутренней по­верхности зубья трапецеидальной формы, входящие в зацепление со впадинами на шкиве.

По применяемому материалу стандартные плоские ремни быва­ют прорезиненные тканевые, полиамидные, кожаные, хлопчатобу­мажные и шерстяные, круглые — хлопчатобумажные и капроновые, а клиновые — кордтканевые и кордшнуровые. Шкивы передач из­готовляют литыми из чугуна, стали и легких сплавов.

Наибольшее распространение в строительных машинах получи­ли клиноременные передачи, обеспечивающие передачу больших мощностей при сравнительно малых межосевых расстояниях и боль­ших передаточных числах. В таких передачах используют один или несколько (но не более восьми) ремней. Оптимальное расстояние между осями шкивов а составляет для плоскоременных передач a_min > 2(D\ + Di), для клиноременных передач а_тт = 0,55(D| + Di) + Н, где D\ и Di — диаметры шкивов; Н— высота сечения ремня.

Передаточное число ременных передач не является строго посто­янным (за счет проскальзывания ремня) и определяется по формуле

u~DilD\.

Для плоскоременных передач м<5, клиноременных м<10. Окруж­ное (тяговое) усилие передачи

F-Fi~F\,

где F\ hFi — соответственно натяжения в сбегающей и набегающей ветвях ремня,

F₂=Fie^M,

где е=2,718 — основание натурального логарифма;/ — коэффициент трения между ремнем и шкивом; ai — угол обхвата ремнем ведущего шкива; a > 150° — для плоскоременных передач и a > 120° — для кли­ноременных.

Необходимое натяжение ремня (ремней) в процессе работы обес­печивается регулируемыми и автоматически действующими натяж­ными устройствами.

Клиновые ремни выпускают семи различных типов (0, А, Б, В, Г, Д, Е), каждый из которых может передавать определенную мощ­ность. Расчет клиноременной передачи сводится к выбору ремня и определению необходимого их количества в зависимости от переда­ваемой мощности Р (кВт).

z = P/P_p,

где P_p — расчетная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт; Р_р = Рокакр, Ро — мощность, передаваемая одним ремнем (по ГОСТу), кВт; к_а — коэффициент, учитывающий влияние угла обхва­та ремнем малого шкива, к_а - 0,52... 1 для ai = 120... 180°; к_р — коэф­фициент, учитывающий режим работы передачи, fc_p=0,7...1.

Достоинства ременных передач — простота конструкции и экс­плуатации, небольшая стоимость, плавность и бесшумность рабо­ты, предохранение механизмов от перегрузки за счет проскальзы­вания ремня. Основной недостаток — непостоянство передаточно­го числа.

Зубчатые передачи в общем случае состоят из двух зубчатых ко­лес, находящихся в зацеплении. Ведущее, обычно меньшее колесо, называется шестерней, а ведомое большое — колесом. По взаимно­му расположению колес зубчатые передачи подразделяют на пере­дачи с внешним (рис. 1.3, а, в—з) и внутренним (рис. 1.3, 6) зацепле­нием.

По расположению геометрических осей валов, на которых уста­новлены зубчатые колеса, различают передачи: с параллельными осями — цилиндрические зубчатые колеса внешнего или внутренне­го зацепления (рис. 1.3, а—г), с пересекающимися осями — кониче-

Р и с. 1.3. Зубчатые передачи

скис зубчатые колеса (рис. 1.3, f), е), с перекрещивающимися ося­ми — цилиндрические винтовые (рис. 1.3, з). конические гипоидные (рис. 1.3, ж) и червячные (см. рис. 1.6).

По расположению зубьев на колесах передачи бывают прямозу­бые (рис. 1.3, а, б. t)), косозубыс (рис. 1.3, в, е), с круговыми зубьями (рис. 1.3, ж) и шевронные (рис. 1.3, г).

В строительных машинах наиболее широко применяют цилиндри­ческие зубчатые передачи. По сравнению с ременными зубчатые передачи способны передавать большие мощности, обеспечивают точность, постоянство и большие величины передаточного числа, имеют малые габариты, обладают более высокими КПД. долговеч­ностью, надежностью и простотой в эксплуатации.

Рассмотрим геометрию зубчато­го зацепления прямозубых цилинд­рических колес (рис. 1.4). Боковые эвольвентные профили зубьев колес касаются в точке Р, называемой по­люсом зацепления. Эта точка делит линию центров 0\0г в отношении, равном передаточному числу и. Ок­ружности диаметрами d\ и di, касаю­щиеся в точке Р. называют делитель­ными и выбирают в качестве базы для определения основных размеров зубчатых колес. Делительная окруж­ность делит зуб по высоте на две части — головку и ножку. Окруж­ность диаметром А. отсекающую на ножке зуба точку, от которой начи­нается построение эвольвентного Рис. 1.4, Схема зацепления профиля, называют основной. Каса- прямозубых цилиндрических колес _{тельная к основньш} окружностям

шестерни и колеса представляет со­бой геометрическое место точек касания профилей двух соприка­сающихся зубьев и называется линией зацепления. Угол а между ли­нией зацепления и перпендикуляром к линии центров колес называют углом зацепления.

Геометрические и кинематические параметры зубчатых передач стандартизированы. К основным параметрам прямозубых цилинд­рических передач относят: "i и :: — число зубьев шестерни и колеса; и - г:/п — передаточное число; Р, — окружной шаг зубьев (расстоя­ние между одноименными профилями соседних зубьев по дуге дели­тельной окружности), мм; т=Р,1тс — модуль зацепления (основная характеристика размеров зубьев), мм; h_a-m — высота головки зу­

ба, мм; S — толщина зуба по делительной окружности, мм; d-mz — диаметр делительной окружности, мм; d_a-d+2h_a- m(z + 2) — диа­метр окружности выступов, мм; df-d-2hf-m(z-2,b) — диаметр окружности впадин, мм; а„ = m(z 1 + гг)12 — межосевое расстояние колес, мм; 6=(6-н10)т — ширина рабочей части колес, мм.

Передачи, включающие в себя зубчатые цилиндрические колеса с перемещающимися осями, назы­вают планетарными (рис. 1.5). Та­кая передача состоит из централь­ной (солнечной) шестерни а с наружными зубьями, зубчатого венца Ъ с внутренними зубьями и водила Н, на котором укреплены оси сателлитов (зубчатых колес) g. Вращаясь вокруг своих осей и вместе с осью вокруг солнечной шестерни, сателлиты совершают планетарное движение.

В большинстве случаев зубчатый венец Ъ выполняется непод­вижным, а водило Н— подвижным; при этом движение может пере­даваться отакЯи наоборот. Передаточное число планетарной пе­редачи: шестерня а — ведущая, и^ь_аН- п_а1пн - 1 + zblz_a~, водило Н — ведущее, и^ь_На = пн/п_а - 1 + zjzb. Если в такой передаче все зубчатые колеса и водила будут подвижными, то такую передачу называют дифференциальной или дифференциалом.

Планетарные передачи все шире применяют в конструкциях со­временных строительных машин благодаря компактности, малой массе и возможности использования их как редукторов с большими постоянным и переменным (коробки передач) передаточными чис­лами. Они применяются в ходовых и поворотных устройствах стре­ловых самоходных и башенных кранов, одноковшовых экскавато­ров, приводах ленточных конвейеров и ручных машин.

Рис. 1.5. Планетарная передача

У косозубых цилиндрических колес (см. рис. 1.3, в) зубья накло­нены к оси вращения под углом Р = 8... 15°. За счет наклона зубьев увеличивается их длина, что позволяет косозубым передачам пере­давать большие мощности при одинаковых габаритах с прямозубы­ми. В отличие от прямых косые зубья входят в зацепление и нагру­жаются не сразу, а постепенно, причем в зацеплении одновременно находятся как минимум две пары зубьев. Это способствует повыше­нию плавности работы передачи, снижению динамических нагру­зок, уменьшению шума. Косозубые колеса применяют в основном в быстроходных передачах. Основным недостатком косозубых пере­дач является возникновение осевой нагрузки, требующей установки

специальных подшипников для ее воспринятия. В передачах с шев­ронными зубьями (см. рис. 1.3, г) осевые силы взаимно уничтожают­ся. Такие передачи характеризуются высокой нагрузочной способ­ностью.

Конические зубчатые передачи (см. рис. 1.3, д, е, ж) применяют при необходимости расположения валов под углом (чаще всего 90°). Они сложнее цилиндрических и требуют высокой точности изготов­ления и монтажа. Валы таких передач нагружены значительными осевыми, усилиями. Конические передачи выполняют с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Последние два типа зубьев обеспечи­вают повышенную плавность работы и нагрузочную способность передач.

Червячные передачи (рис. 1.6, а) передают вращение между близ­корасположенными перекрещивающимися (чаще всего под углом 90°) валами. Движение в червячных передачах осуществляется по принципу винтовой пары. Винтом является червяк 1, в зацеплении с которым находится червячное колесо 2, подобное сектору, вырезан­ному из длинной гайки и изогнутому по окружности. Резьба червя­ка может быть однозаходной и многозаходной, правой и левой. Наиболее распространена правая резьба с числом заходов п = 1, 2, 4. Число зубьев червячного колеса гг 28. Передаточное число червяч­ной пары u-zilz\. По форме поверхности, на которой образуется резьба, различают цилиндрические (рис. 1.6, б) и глобоидные (рис. 1.6, в) червяки. Форма профиля резьбы червяка может быть прямолинейной (трапецеидальной) и криволинейной (эвольвент- ной).

Рис. 1.6. Червячная передача

Червячную пару изготовляют из материалов, обладающих анти­фрикционными свойствами и износостойкостью: червяк — из угле­родистых или легированных сталей, венец или червячное колесо — из бронзы или чугуна. Червячные передачи характеризуются высо­кой компактностью, плавностью и бесшумностью работы и позво­ляют получать большие передаточные числа (40... 100 и более). Так

как вращение не может передаваться от колеса к червяку, а в этом заклю­чается свойство самотор­можения червячной пере­дачи, то их широко при­меняют в стрелоподъем- ных, поворотных и ходо­вых механизмах строи­тельных машин. К недос­таткам относятся пони­женный КПД, возмож­ность заедания при рабо­

те и необходимость применения дорогих антифрикционных мате­риалов.

Редуктором называется механизм, предназначенный для умень­шения частоты вращения выходного вала по сравнению с входным, увеличения крутящего момента и состоящий из одной или несколь­ких механических передач, помещенных в общем закрытом корпусе. Общее передаточное число редуктора м₀б_Щ = ив/ит, где т и и_т — соот­ветственно частоты вращения быстроходного Б (входного) и тихо­ходного Г (выходного) валов, с-'.

По числу передач, входящих в редуктор, различают одно-, двух- и многоступенчатые редукторы. Одноступенчатые цилиндрические редукторы (рис. 1.7, а) позволяют получать передаточные числа м<10, двухступенчатые (рис. 1.7, б—г) — м<60, трехступенчатые (рис. 1.7, д) — и > 60, одноступенчатые конические редукторы (рис. 1.7, е) — ы<6,3, одноступенчатые червячные (рис. 1.7, ж) — и > 30. Для получения больших передаточных чисел и передачи дви­жения между пересекающимися быстроходным и тихоходным вала­ми применяют комбинированные редукторы, включающие различ­ные виды передач — коническо-цилиндрические (рис. 1.7, з), червячно-зубчатые (рис. 1.7, и), планетарные и др.

В механических трансмиссиях строительных машин широко ис­пользуют зубчатые редукторы с переменным передаточным числом (коробки перемены передач), позволяющие ступенчато изменять скорость и крутящий момент выходного вала и направление его

6)

Ю

гг^Б -f III ч

1*1 *м ч"—±~Г

а

д)

it

f

jj,¹ ]^п

I * I у7П

I X | x/<| |~x I \M\

на

Т "п

³)

IV |х | i |

IVI I х

ill * T-J- п

-di. • ...»

№

i) -T-6

.1 I; I ; ПП

t^t

n -i-r

&

Рис. 1.7. Кинематические схемы редукторов

вращения. Простейшая ко­робка перемены передач показана на рис. 1.8. Изме­нение частоты вращения выходного (вторичного)ва­ла 4 осуществляется переме­щением сдвоенных шесте­рен 5 и 6 вправо или влево, до зацепления их с шестер­нями 2 или 3 на входном (первичном) валу 1. Попе­ременное включение в ра­боту двух пар шестерен с различным передаточным числом обеспе­чивает вращение выходного вала с двумя частотами т и /п.

э-

ШБ

=ю

-Е

п_г 4

Рис. 1.Х Схема коробки передач

5) <56

Цепные передачи (рис. 1.9. а) состоят из ведущей 1 и ведомой 3 звездочек и охватывающей их цепи 2. По конструкции приводные цепи делятся на роликовые, втулочные и зубчатые. Роликовая цепь состоит из внутренних пластин 8 (рис. 1.9, о), напресованных на втулки свободно вращающихся на валиках 4. на которых напрес­сованы наружные пластины 6. Относительно валиков свободно по-

Рис. 1.9. Цепные передачи

ворачивается ролик 5. через который происходит зацепление цепи с зубом звездочки. Втулочная цепь не имеет роликов. Роликовые и втулочные цепи применяют при скоростях до 20 м/с. Зубчатая цепь (рис. 1.9, в) состоит из набора шарнирно соединенных между собой пластин двух видов с двумя зубообразными выступами 9. торцевые поверхности которых зацепляются с зубьями звездочки, и направ­ляющих 10 без зубьев. Зубчатые цепи отличаются плавностью рабо­ты и применяются при скоростях более 20 м/с. Многорядные цепи (рис. 1.9, г) позволяют передавать большие нагрузки. Каждая цепь характеризуется шагом р (мм), шириной В (мм) и разрушающей на­грузкой (Я). Оптимальное межцентровое расстояние цепной переда­чи (мм) составляет а - (30...50)/;. Передаточное число цепных пере­дач и = zdz\ < 8. в тихоходных передачах допускается и <15. Скорость цепи (м/с):

v=Hzp/1000.

где ~ — число зубьев звездочки; п — частота вращения звездочки, с ¹.

Со скоростью цепи связаны действующие на нес динамические нагрузки. Скорость цепных передач, применяемых в строительных машинах (грузовые, тяговые и приводные цепи), не превышает 10...15 м/с. По сравнению с ременными, цепные передачи способны передавать значительно большие нагрузки, обеспечивают постоян­ное передаточное число, надежно работают при малых межосевых расстояниях, уменьшают нагрузки на валы и опоры. Недостатки — высокая стоимость, шум при работе, небольшая долговечность.

Для преобразования вращательного движения в возвратно-по- ступательное и наоборот применяют реечный, винтовой, кривошип- но-ползунный, эксцентриковый и кулачковый механизмы.

Реечный механизм (рис. 1.10, а) состоит из цилиндрического зуб­чатого колеса и зубчатой рейки, находящихся в зацеплении друг с другом. Если ведущим элементом является колесо, то вращательное движение преобразуется в поступательное, если рейка — поступа­тельное во вращательное. Этот механизм применяется в реечном домкрате, станках и др.

Винтовой механизм (рис. 1.10, и) состоит из сопряженных винта и гайки, каждый из которых может получать поступательное движе­ние по трем различным схемам:

• вращение неподвижной гайки позволяет поступательно пере­мещаться свободному винту в осевом направлении;

• при вращении закрепленного винта внутри лишенной возмож­ности вращения гайки последняя получит поступательное движение;

• вращение винта относительно неподвижной гайки дает посту­пательное перемещение винту.

Применяется в винтовых домкратах, станках и др.

Кривошипно-поязунный механизм (рис. 1.10, г) состоит из криво­шипа 1, шатуна 2, ползуна 3, неподвижной опоры 4 и может преоб­разовывать вращательное движение кривошипа в возвратно-посту­пательное ползуна (поршневой компрессор), а возвратно-поступа­тельное движение ползуна во вращательное движение кривошипа (двигатели внутреннего сгорания).

Эксцентриковый механизм (рис. 1.10, в) является разновидностью кривошипно-ползунного, но может преобразовывать только враща­тельное движение в возвратно-поступательное. Особенностью этого механизма является эксцентрик (диск), у которого ось вращения не совпадает с его геометрической осью, расстояние между этими ося­ми называют эксцентриситетом. Во время работы эксцентрику 1 сообщается вращение вокруг неподвижной оси 0\. При этом его геометрическая ось О описывает дугу окружности, радиус которой равен величине эксцентриситета е. Обойма 2 перемещается относи­тельно эксцентрика и через шатун 3 сообщает ползуну 4 возврат­

но-поступательное движение. Такой механизм применяется в кам­недробилках, прессах и др.

Кулачковый механизм (рис. 1.10, д) в общем случае состоит из опоры /, штанги 2 с роликом 3 на ее конце для перекатывания по вращающемуся (ведущему) кулачку 4. При вращении кулачка штан­га совершает возвратно-поступательное движение и называется тол­кателем /. В случае вращательного движения штангу называют ко­ромыслом II. Эти механизмы используют в двигателях, топливных насосах и др.

Оси, валы, подшипники, муфты. Оси и валы представляют собой стержни различных сечений, на которых устанавливаются вращаю­щиеся детали. Их изготовляют из стального проката, поковок и штамповок, а в некоторых случаях из высокопрочного чугуна с дальнейшей обработкой на металлорежущих станках.

1. Оси предназначены для поддержания деталей и узлов, вра­щающихся вместе с ними или относительно их (ось блока, барабана, ходового колеса) (рис. 1.11, я).

2. Валы служат для передачи крутящего момента и вращаются вместе с закрепленными на них деталями (зубчатые колеса, шкивы, звездочки, маховики, барабаны и т.п.). Различают валы прямые (рис. 1.11, б), коленчатые (рис. 1.11, в) и гибкие (рис. 1.11, г). Наи­более распространены прямые валы, которые часто изготовляют заодно с червяком или зубчатой шестерней, если их диаметры примерно равны. Коленчатые валы служат в основном для преоб-

Р и с. 1.11. Оси и валы

разования возвратно-поступательного движения во вращательное или наоборот (двигатели и насосы). Гибкие валы применяют для передачи вращения между узлами машин, меняющими свое отно­сительное положение в процессе работы (вал вибратора, ручной машины и т.д.). Их изготовляют из нескольких слоев стальной проволоки разного диаметра, плотно намотанных на сердечник. При этом каждый слой имеет противоположное направление на­вивки, а направление навивки наружного слоя противоположно вращению вала при работе. Для предохранения вала от поврежде­ний и удержания на нем смазки его закрывают специальным кожу­хом.

Оси и валы выполняют в основном круглыми сплошного или кольцевого поперечного сечения. Прямые валы и оси бывают по­стоянного диаметра по всей длине или ступенчатыми с различны­ми диаметрами на отдельных участках. Ступенчатые валы и оЬи удобны для установки на них различных деталей, каждая из кото­рых должна свободно перемещаться на свое место. Для соедине­ния с деталями на осях и валах нарезают шпоночные канавки, шлицы, резьбу, а иногда выполняют и профильные сечения (см. рис. 1.15).

Участки осей и валов называют опорными (под подшипники), несущими и переходными. Опорные участки, воспринимаю­щие радиальные нагруз­ки, называют цапфами, а осевые нагрузки — пятами (рис. 1.12, в). Кон­цевые цапфы называют шипами (рис. 1.12, а), а промежуточные — шей­ками (рис. 1.12, б). По форме поверхности цап­фы бывают цилиндриче­скими, коническими (рис. 1.12, г) и сферическими (рис. 1.12, д).

Оси и валы при расчете на прочность рассматривают как балку на двух опорах с приложенными к ней нагрузками.

Оси рассчитывают только на изгиб:

d=\J 10М_К /[сг_и],

где d — диаметр оси, мм; М_и — максимальный изгибающий момент, Н м; [ст_и] —допускаемое напряжение на изгиб, Па.

При действии на ось нагрузок в различных плоскостях определя­ют результирующий изгибающий момент

М_и^М;₊М¹_в,

где М_г и М_в — изгибающие моменты в горизонтальной и вертикаль­ной плоскостях.

Валы рассчитывают на совместное действие изгиба и кручения:

cHjlOM^KJ,

где d — диаметр вала, мм; М_пр — приведенный момент, Нм.

М_пр=^М²_кр+М1

где М_Кр — крутящий момент в опасном сечении вала.

Для валов, работающих только на кручение,

</=з/5М_кр/[т_кр],

где [тк_р] — допускаемое напряжение на кручение ([тх_Р]=0,5[ст_и]).

Детали, составляющие машину, связаны между собой подвиж­ными и неподвижными связями. Наличие подвижных связей, к ко­торым относятся различного рода шарниры, подшипники и зацепления, определяется кинематической схемой машины. Непод­вижные связи позволяют разбирать машину на узлы и детали, уп­ростить изготовление машины, ее сборку, разборку, ремонт, транспортировку и т.д. Неподвижные связи называют соединения­ми и делят на неразъемные и разъемные. Неразъемные соединения (заклепочные, сварные, клеевые и т.п.) при разборке частично или полностью разрушаются и становятся непригодными для повтор­ного использования. Разъемные соединения (резьбовые, клеммо- вые, клиновые, штифтовые, шпоночные, шлицевые и профильные) разбираются без разрушения скрепляющих элементов. Благодаря этому соединяющие и соединяемые детали могут применяться не­однократно.

Рассмотрим основные виды разъемных соединений деталей ма­шин.

Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения служат для скреп­ления вращающихся деталей (шкивов, зубчатых колес, барабанов, муфт и т.п.) на осях и валах и для передачи крутящего момента. Ос­новным элементом шпоночного соединения является призматиче­ская, сегментная или клиновая шпонка. Клиновые шпонки удержива-