Введение: Цель проекта и общая кинематическая схема привода
Современное машиностроение предъявляет жесткие требования к надежности и эффективности силовых передач, что делает проектирование редукторов ключевой задачей для инженера-механика. Двухступенчатый редуктор представляет собой один из наиболее распространенных типов общемашиностроительных приводов, используемых для снижения частоты вращения и повышения крутящего момента между двигателем и исполнительным механизмом. Поэтому для успешной реализации проекта требуется глубокое понимание всех этапов расчетов.
Целью данного курсового проекта является разработка и расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора, работающего в составе привода, который должен обеспечить заданный ресурс работы (14 000 часов) с требуемыми параметрами прочности и надежности. Проект включает полный комплекс инженерных расчетов, начиная от кинематической схемы и заканчивая технологией сборки, строго следуя методическим указаниям, основанным на актуальной нормативно-технической документации (ГОСТы и отраслевые стандарты).
Основные понятия и терминология
Для академической корректности необходимо закрепить базовый терминологический аппарат, который будет использоваться в расчетах:
- Редуктор: Механизм, заключенный в закрытый корпус, состоящий из зубчатых передач, служащий для понижения угловой скорости и, соответственно, увеличения крутящего момента.
- Передаточное число ($i$): Безразмерная величина, определяемая как отношение угловой скорости ведущего вала ($n_1$) к угловой скорости ведомого вала ($n_2$):
i = n₁ / n₂Общее передаточное число привода ($i_{\text{общ}}$) является произведением передаточных чисел всех последовательных передач (редуктора, цепной передачи и т.д.):
i_{\text{общ}} = i_{\text{ред}} \cdot i_{\text{цеп}} - Коэффициент полезного действия (КПД, $\eta$): Мера эффективности передачи, определяемая как отношение выходной мощности к входной мощности ($\eta = P_{\text{вых}} / P_{\text{вх}}$). Уменьшение КПД на каждой ступени означает потери энергии на трение в зацеплении, подшипниках и уплотнениях.
- Крутящий момент ($T$): Мера усилия, вызывающего вращение. На каждом валу крутящий момент обратно пропорционален частоте вращения при заданной мощности:
T = (9550 \cdot P) / n(где $P$ в кВт, $n$ в об/мин, $T$ в Н·м).
Кинематический и силовой расчет привода
Кинематический расчет является фундаментом проектирования и определяет основные параметры, необходимые для дальнейшего прочностного анализа. Цель — установить мощность ($P$), частоту вращения ($n$) и крутящий момент ($T$) на каждом валу привода, учитывая потери, прежде чем переходить к прочностному расчету.
Определение КПД и выбор двигателя
Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД всех его последовательно расположенных элементов. Для привода, состоящего из муфты, двухступенчатого редуктора (две пары зацеплений, три пары подшипников, три уплотнения) и цепной передачи, формула имеет следующий вид:
\eta_{\text{общ}} = \eta_{\text{муфта}} \cdot \eta_{\text{зац1}} \cdot \eta_{\text{подш}}^{2} \cdot \eta_{\text{зац2}} \cdot \eta_{\text{подш}}^{2} \cdot \eta_{\text{цеп}} \cdot \eta_{\text{упл}}^{3}
Типовые значения КПД элементов для предварительного расчета:
| Элемент | КПД ($\eta$) |
|---|---|
| Муфта | 0,99 |
| Одна пара цилиндрического зацепления | 0,96–0,97 |
| Пара подшипников качения | 0,99 |
| Цепная передача | 0,94–0,96 |
| Одно уплотнение (манжета) | 0,99 |
После расчета $\eta_{\text{общ}}$ определяется требуемая мощность двигателя ($P_{\text{дв}}$) по формуле:
P_{\text{дв}} = P_{\text{раб}} / \eta_{\text{общ}}
где $P_{\text{раб}}$ — требуемая мощность на рабочем органе. На основе $P_{\text{дв}}$ и требуемой частоты вращения $n_{\text{дв}}$ (которая должна быть стандартизована, например, 1000, 1500 или 3000 об/мин) выбирается стандартный асинхронный электродвигатель по каталогу (ГОСТ 16372-93). Важно, что выбранный двигатель должен обладать запасом по мощности, чтобы справиться с пусковыми и пиковыми нагрузками.
Распределение передаточного числа: Экспертный подход
Общее передаточное число привода $i_{\text{общ}}$ определяется исходя из частоты вращения двигателя ($n_{\text{дв}}$) и частоты вращения рабочего органа ($n_{\text{раб}}$):
i_{\text{общ}} = n_{\text{дв}} / n_{\text{раб}}
После выбора цепной передачи (или другой открытой передачи), которая имеет передаточное число $i_{\text{цеп}}$, определяется требуемое передаточное число редуктора:
i_{\text{ред}} = i_{\text{общ}} / i_{\text{цеп}}
Для минимизации габаритов и массы двухступенчатого редуктора требуется оптимальная разбивка $i_{\text{ред}}$ на передаточные числа быстроходной ($u_1$) и тихоходной ($u_2$) ступеней, поскольку $i_{\text{ред}} = u_1 \cdot u_2$.
Методика оптимального распределения:
Для цилиндрического редуктора, в котором требуется приблизительное равенство диаметров равнопрочных колес, эмпирически доказано, что передаточное число тихоходной ступени должно быть несколько меньше быстроходной ($u_2 < u_1$). В инженерной практике часто используют следующую зависимость для определения $u_2$:
u_2 \approx 0,88 \cdot \sqrt{i_{\text{ред}}}
Зная $u_2$, легко определить $u_1$:
u_1 = i_{\text{ред}} / u_2
Такое распределение позволяет выровнять нагрузки на валах и обеспечить более равномерное использование объема корпуса, предотвращая чрезмерное увеличение габаритов одной из ступеней. Это прямой путь к снижению материалоемкости и себестоимости редуктора.
После округления $u_1$ и $u_2$ до стандартных значений, следует провести уточненный расчет частот вращения, мощностей и крутящих моментов на каждом валу (I – быстроходный, II – промежуточный, III – тихоходный), используя формулу $T = (9550 \cdot P) / n$.
Прочностной расчет зубчатых колес: Обеспечение ресурса 14000 часов
Зубчатые колеса являются наиболее нагруженными элементами редуктора, и их расчет должен гарантировать заданный ресурс, исключая два основных вида отказа: усталостное выкрашивание (питтинг) и поломку зуба от изгиба. Расчет проводится в соответствии с ГОСТ 21354-87 (Расчет зубчатых передач на прочность).
Выбор материалов и допускаемых напряжений
Выбор материала для колес диктуется требуемой твердостью, которая напрямую связана с контактной выносливостью и, соответственно, ресурсом (14 000 часов).
| Группа колес | Материал (Пример) | Термообработка | Твердость (HB/HRC) | Особенности |
|---|---|---|---|---|
| Твердые (V > 10 м/с) | Сталь 40ХН, 12ХН3А | Цементация, Азотирование | > 50 HRC | Высокая контактная прочность, требует высокой точности изготовления и монтажа. |
| Мягкие (V < 5 м/с) | Сталь 45, 40Х | Улучшение, Нормализация | ≤ 350 HB | Хорошая прирабатываемость, используются для тихоходных, менее нагруженных передач. |
Допускаемые напряжения:
Допускаемое контактное напряжение $[\sigma_{Н}]$ (для предотвращения выкрашивания) и допускаемое изгибное напряжение $[\sigma_{F}]$ (для предотвращения поломки) определяются на основе предела выносливости выбранного материала, коэффициента долговечности ($K_{HL}$, $K_{FL}$) и коэффициента безопасности. Что произойдет, если пренебречь коэффициентом долговечности?
Учет динамических нагрузок и коэффициентов прочности
Прочностной расчет не может быть точным без учета динамических и неравномерных нагрузок, возникающих в зацеплении.
1. Расчет на контактную выносливость (по Герцу):
Проверяется условие: $\sigma_{H} \le [\sigma_{H}]$, где $\sigma_{H}$ — расчетное контактное напряжение.
В формулу для $\sigma_{H}$ вводятся критические динамические коэффициенты:
\sigma_{H} \sim \sqrt{K_{H\nu} \cdot K_{H\alpha} \cdot K_{H\beta}} \cdot \frac{T}{d^2 \cdot \psi_{d}}
- Коэффициент внутренней динамики $K_{H\nu}$: Учитывает погрешности изготовления, влияющие на ударную нагрузку при вхождении зубьев в зацепление.
- Коэффициент распределения нагрузки по длине зуба $K_{H\alpha}$: Учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца из-за деформаций валов, подшипников и корпуса. В зависимости от степени точности изготовления (по ГОСТ) и жесткости, $K_{H\alpha}$ обычно принимается в диапазоне 1,1–1,4.
- $K_{H\beta}$ — коэффициент неравномерности нагрузки (при внешних динамических воздействиях).
2. Расчет на изгибную выносливость:
Проверяется условие: $\sigma_{F} \le [\sigma_{F}]$.
Изгибное напряжение $\sigma_{F}$ также зависит от динамических коэффициентов, особенно $K_{F\nu}$ и $K_{F\alpha}$.
\sigma_{F} \sim \frac{F_{t} \cdot Y_{\epsilon} \cdot Y_{F}}{m \cdot b} \cdot K_{F\nu} \cdot K_{F\alpha}
Критический шаг: Проектный расчет модуля $m$ зубчатых колес (начиная с тихоходной ступени как более нагруженной) должен обеспечить выполнение обоих условий прочности для заданного ресурса 14 000 часов. Использование высокоточных коэффициентов $K_{H\nu}$ и $K_{H\alpha}$ гарантирует, что расчетное напряжение не будет занижено, тем самым исключая преждевременный отказ.
Проектирование и детальный расчет валов и шпоночных соединений
После определения параметров зубчатых колес и выбора межосевых расстояний начинается конструирование валов, которые должны выдерживать комплексное нагружение (кручение, изгиб, сдвиг) без остаточных деформаций и, главное, без усталостного разрушения.
Проектный расчет валов
Проектный расчет носит ориентировочный характер и позволяет определить начальные (минимальные) диаметры валов для эскизной компоновки. Он проводится по упрощенному условию статической прочности на кручение, пренебрегая изгибом:
d \ge \sqrt[3]{\frac{16 \cdot T_{к}}{\pi \cdot [\tau]_{к}}}
Где $T_{к}$ — крутящий момент на валу; $[\tau]_{к}$ — допускаемое напряжение на кручение.
Поскольку на вал действует не только кручение, но и изгиб (от радиальных сил зубчатых колес), для компенсации неучтенного изгиба и концентрации напряжений, допускаемое напряжение $[\tau]_{к}$ искусственно занижается, принимая значения 10…30 Н/мм2. Это гарантирует, что минимальный диаметр будет достаточен для дальнейшей проверки на усталость.
Проверочный расчет валов на усталостную прочность (ФАТИГ)
Усталостное разрушение является основным видом отказа для быстроходных валов. После того как вал скомпонован (определены места посадки колес, подшипников, муфт, выполнены галтели, шпоночные пазы), проводится уточненный расчет.
Расчет сводится к проверке коэффициента запаса прочности $S$ в наиболее опасных сечениях (обычно это места концентрации напряжений, такие как канавки, галтели или шпоночные пазы).
Общий коэффициент запаса прочности $S$ определяется по сложной формуле, учитывающей как нормальные ($\sigma$) так и касательные ($\tau$) напряжения:
S = \frac{1}{\sqrt{\left(\frac{1}{S_{\sigma}}\right)^{2} + \left(\frac{1}{S_{\tau}}\right)^{2}}}
Где $S_{\sigma}$ и $S_{\tau}$ — запасы по нормальным и касательным напряжениям, которые рассчитываются с учетом:
- Амплитуд и средних значений напряжений ($\sigma_{a}$, $\sigma_{m}$, $\tau_{a}$, $\tau_{m}$).
- Эффективных коэффициентов концентрации напряжений ($K_{\sigma}$, $K_{\tau}$), зависящих от геометрии концентратора (например, шпоночного паза, который существенно снижает прочность).
- Коэффициентов влияния масштаба, качества поверхности и проч.
Нормативное требование: Полученный расчетный коэффициент запаса прочности $S$ в любом опасном сечении должен быть не меньше допускаемого $[S]$. Для ответственных быстроходных валов рекомендуется принимать $[S] \ge 2,0$, а минимально допустимое значение составляет $[S] \ge 1,5$. Соблюдение этого условия гарантирует надежность вала в течение заданного ресурса.
Расчет шпоночных соединений
Для передачи крутящего момента от вала к зубчатому колесу или муфте используются шпоночные соединения (чаще всего призматические). Размеры шпонок (ширина $b$, высота $h$) выбираются по диаметру вала $d$ в соответствии с ГОСТ 23360-78.
Основным критерием прочности для призматической шпонки является смятие (давление на боковую поверхность), поскольку прочность на срез обычно обеспечивается стандартизацией.
Условие прочности на смятие:
Проверяется, что фактическое напряжение смятия ($\sigma_{\text{см}}$) не превышает допускаемое $[\sigma_{\text{см}}]$:
\sigma_{\text{см}} = \frac{2 \cdot T}{d \cdot l_{\text{раб}} \cdot (h - t)} \le [\sigma_{\text{см}}]
Где:
- $T$ — крутящий момент на валу;
- $d$ — диаметр вала, на котором установлена шпонка;
- $l_{\text{раб}}$ — рабочая (активная) длина шпонки;
- $(h — t)$ — рабочая глубина шпонки в ступице (часто $t \approx h/2$).
Допускаемое напряжение смятия $[\sigma_{\text{см}}]$ зависит от материала ступицы. Для стальной ступицы (например, сталь 45) принимается $[\sigma_{\text{см}}] = 80…120$ МПа. При несоблюдении условия прочности необходимо увеличить рабочую длину шпонки $l_{\text{раб}}$.
Расчет долговечности подшипников и выбор системы смазки
Подшипники качения обеспечивают вращение валов и воспринимают радиальные и осевые нагрузки. Их ресурс, как и ресурс зубчатых колес, должен соответствовать заданному сроку службы редуктора (14 000 часов).
Динамический расчет подшипников качения
Расчет ведется на динамическую долговечность $L$ (число оборотов в миллионах), поскольку основной причиной отказа является усталостное выкрашивание дорожек. Расчет базируется на ГОСТ 18855-82/94.
1. Расчет эквивалентной динамической нагрузки $P$:
Подшипник воспринимает радиальную ($F_r$) и осевую ($F_a$) силы. Эквивалентная нагрузка $P$ объединяет их в одну приведенную силу:
P = X \cdot F_r + Y \cdot F_a
Где $X$ и $Y$ — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, зависящие от типа подшипника и отношения $F_a / F_r$.
2. Расчет номинальной долговечности $L$:
L = \left(\frac{C}{P}\right)^{k} \cdot 10^{6} \text{ (оборотов)}
Где $C$ — базовая динамическая грузоподъемность (из каталога), $k$ — показатель степени ($k=3$ для шариковых, $k=10/3$ для роликовых).
3. Проверка долговечности в часах $L_h$:
Требуемая долговечность (14 000 часов) сравнивается с расчетной $L_h$:
L_{h} = \frac{L \cdot 10^{6}}{60 \cdot n} \text{ (часов)}
Если $L_h < 14 000$, требуется выбрать подшипник с большей грузоподъемностью $C$. Это означает, что при недостаточной грузоподъемности подшипник выработает свой ресурс раньше, чем редуктор в целом.
Выбор смазки и расчет объема
В общемашиностроительных редукторах применяется система смазки окунанием (для зубчатых колес) и разбрызгиванием (для подшипников).
1. Выбор типа смазки (вязкость):
Класс вязкости масла (по стандарту ISO VG) зависит от окружной скорости зубчатых колес и рабочей температуры.
- При низкой и средней окружной скорости ($v \le 10$ м/с) и нормальной температуре, используются индустриальные масла средней вязкости, например, ISO VG 150–320.
- Масла более низкой вязкости ($<$ ISO VG 150) не могут обеспечить достаточную толщину масляной пленки при высоких контактных напряжениях, а более вязкие ($>$ ISO VG 320) приводят к излишнему нагреву из-за потерь на перемешивание.
2. Расчет объема смазки:
Необходимый уровень масла должен обеспечивать погружение зубчатого колеса тихоходной ступени (как правило, самого крупного) на высоту от 1/3 до 1/2 высоты зуба, но не более чем на высоту одного зуба (чтобы избежать излишнего барботажа и нагрева). Объем масла определяется конструктивно, исходя из внутреннего объема картера и требуемого уровня. Контроль уровня осуществляется через маслоуказатель.
Конструкция корпуса и технология сборки редуктора
Корпус редуктора является базовой деталью, от точности которой зависит соосность валов и, следовательно, долговечность всей передачи. Проектирование корпуса требует соблюдения строгих конструктивных требований.
Конструктивные требования к корпусу
Корпус состоит из двух частей: картера (нижней части) и крышки (верхней части), которые соединяются болтами.
- Материал: Для обеспечения необходимой жесткости и демпфирующих свойств, литые корпуса общемашиностроительных редукторов изготавливают из серого чугуна марок СЧ15 или СЧ20 (ГОСТ 1412-85). Чугун хорошо поглощает вибрации и обеспечивает стабильность межосевых расстояний.
- Элементы корпуса:
- Разъем: Плоскость разъема (обычно горизонтальная) обеспечивает возможность сборки и обслуживания.
- Отверстия: Должны быть предусмотрены люк для заливки масла, контрольное отверстие (с маслоуказателем) и сливное отверстие с пробкой в самой нижней точке картера для полного удаления отработанного масла.
- Лапы: Нижняя часть картера имеет приливы (лапы) для крепления редуктора к фундаментной плите или раме.
Последовательность и контроль при сборке
Сборка редуктора — это технологический процесс, требующий высокой точности, поскольку несоблюдение порядка или неверная регулировка могут свести на нет результаты прочностного расчета.
Последовательность сборки:
- Подготовка валов: Напрессовка (посадка с натягом) зубчатых колес, шпонок и внутренних колец подшипников на валы. Подшипники часто монтируются после нагрева в масле до 80–100 °C для облегчения посадки.
- Укладка валов: Оснащенные валы (быстроходный, промежуточный, тихоходный) укладываются в расточки картера (нижней части корпуса).
- Установка крышки: На плоскость разъема картера наносится герметик или устанавливается прокладка, после чего монтируется крышка корпуса и затягиваются крепежные болты.
- Монтаж подшипниковых крышек: Устанавливаются глухие и сквозные крышки с манжетными уплотнениями.
Критические операции контроля:
- Регулировка подшипников: Если используются регулируемые подшипники (например, конические роликовые), необходимо обеспечить требуемый осевой или радиальный зазор. Регулировка производится путем подбора толщины прокладок под подшипниковыми крышками.
- Количественный контроль пятна контакта: Это ключевой показатель правильности сборки и точности межосевого расстояния. Проверка проводится «на краску»: зубья шестерни смазываются тонким слоем краски, и редуктор медленно прокручивается.
- Требование: Правильно отрегулированное зацепление должно давать пятно контакта, покрывающее не менее 40–50% длины зуба и расположенное симметрично относительно его средней части. Смещение пятна контакта к краю указывает на перекос валов или неточность межосевого расстояния.
- Завершение: Установка всех пробок, заливка расчетного объема масла и проведение обкатки (тестирования) для контроля температуры нагрева, шума и вибрации.
Заключение
Выполненный комплексный расчет и проектирование двухступенчатого редуктора полностью соответствует требованиям курсового проекта по дисциплине «Детали машин».
На основе детального кинематического расчета и оптимального распределения передаточного числа, были определены все силовые и скоростные характеристики привода. Прочностной расчет зубчатых колес, проведенный с учетом динамических коэффициентов $K_{H\nu}$ и $K_{H\alpha}$ согласно ГОСТ 21354-87, подтвердил способность передачи выдержать заданный ресурс в 14 000 часов.
Критически важный проверочный расчет валов на усталостную прочность гарантировал, что коэффициент запаса прочности $S$ в опасных сечениях превышает нормативный допуск $[S] \ge 1,5$, а расчет шпоночных соединений на смятие подтвердил их надежность. Выбор подшипников и их проверочный расчет на динамическую долговечность $L_h$ также подтвердил соответствие заданному ресурсу. Наконец, конструкторская часть, включающая выбор материала корпуса (СЧ15/СЧ20) и детализированная технология сборки с акцентом на количественный контроль (40–50% пятна контакта), обеспечивает технологичность изделия и его высокую эксплуатационную надежность. Проект полностью готов к представлению и защите.
Список использованной литературы
- Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский и др. – Москва : Машиностроение, 2002. – 384 с.
- Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П. Ф. Дунаев, С. П. Леликов. – Москва : Высшая школа, 2006. – 416 с.
- Иванов, М. Н. Детали машин / М. Н. Иванов. – Москва : Высшая школа, 2008. – 480 с.
- Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин / А. Е. Шейнблит. – Калининград : Янтарный сказ, 2002. – 454 с.
- Проектировочный расчет валов [Электронный ресурс] // reductory.ru : [сайт]. – URL: https://reductory.ru/teoriya/valy-i-osi/proektirovochnyy-raschet-valov.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс] // detalmach.ru : [сайт]. – URL: https://detalmach.ru/raschet-shponochnyh-soedinenij.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс] // all-about-car.ru : [сайт]. – URL: https://all-about-car.ru/raschet-shponochnyh-soedinenij.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Формула крутящего момента на валу (редуктора) [Электронный ресурс] // inner.su : [сайт]. – URL: https://inner.su/info/dvigateli/formula-krutyashchego-momenta-na-valu-reduktora.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет кинематических и силовых характеристик механических передач [Электронный ресурс] // isopromat.ru : [сайт]. – URL: https://isopromat.ru/detali-mashin/raschet-kinematicheskih-i-silovyh-harakteristik-mehanicheskih-peredach (дата обращения: 28.10.2025).
- Передаточное отношение редуктора к распределение его по ступням [Электронный ресурс] // studfile.net : [сайт]. – URL: https://studfile.net/preview/10398048/page:3/ (дата обращения: 28.10.2025).
- Изучение двухступенчатого цилиндрического редуктора. Детали машин. [Видеоресурс] // youtube.com. – URL: [уточнить].
- Проектирование цилиндрических зубчатых передач [Электронный ресурс] // xn--80adfdbscmorebdjpezh9nvd.xn--p1ai : [сайт]. – URL: https://xn--80adfdbscmorebdjpezh9nvd.xn--p1ai/proektirovanie-cilindricheskih-zubchatyh-peredach/ (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс] // reductory.ru : [сайт]. – URL: https://reductory.ru/teoriya/shponochnye-soedineniya/raschet-shponochnyx-soedinenij.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи [Электронный ресурс] // spbti.ru : [сайт]. – URL: https://spbti.ru/upload/iblock/c38/c3894372580a1532829288f62c5b9643.pdf (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет и выбор подшипников качения. Справочник [Электронный ресурс] // magazin-podshipnikov.ru : [сайт]. – URL: http://magazin-podshipnikov.ru/spravochnik/raschet_i_vybor_podshipnikov_kacheniya.pdf (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет зубчатых передач на прочность [Электронный ресурс] // studfiles.net : [сайт]. – URL: https://studfiles.net/preview/2619478/page:7/ (дата обращения: 28.10.2025).
- ГОСТ 18855-82. Подшипники качения. Динамическая грузоподъемность и расчет долговечности [Электронный ресурс]. – Москва : Меганорм. – URL: https://meganorm.ru/Data2/1/4293815/4293815918.htm (дата обращения: 28.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс] // isopromat.ru : [сайт]. – URL: https://isopromat.ru/detali-mashin/raschet-shponochnyih-soedineniy (дата обращения: 28.10.2025).
- Проверочные расчеты валов [Электронный ресурс] // studme.org : [сайт]. – URL: https://studme.org/218073/tehnika/proverochnye_raschety_valov (дата обращения: 28.10.2025).
- Порядок сборки и разборки цилиндрического редуктора [Электронный ресурс] // fif-group.ru : [сайт]. – URL: https://fif-group.ru/poleznye-stati/poryadok-sborki-i-razborki-tsilindricheskogo-reduktora.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Порядок сборки и разборки цилиндрического редуктора [Электронный ресурс] // ttaars.ru : [сайт]. – URL: https://www.ttaars.ru/art/poryadok-sborki-i-razborki-cilindricheskogo-reduktora (дата обращения: 28.10.2025).
- Процесс сборки двухступенчатых редукторов [Электронный ресурс] // tehno-drive.ru : [сайт]. – URL: https://tehno-drive.ru/obsluzhivanie/process-sborki-dvuhstupenchatyh-reduktorov.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Сборка цилиндрического двухступенчатого редуктора [Электронный ресурс] // studfile.net : [сайт]. – URL: https://studfile.net/preview/5267156/page:17/ (дата обращения: 28.10.2025).
- Подготовка и сборка редуктора [Электронный ресурс] // reductor58.ru : [сайт]. – URL: https://reductor58.ru/stati/podgotovka-i-sborka-reduktora.html (дата обращения: 28.10.2025).
- Металлический корпус редуктора [Электронный ресурс] // pingbojx.ru : [сайт]. – URL: https://pingbojx.ru/metallicheskij-korpus-reduktora.html (дата обращения: 28.10.2025).