Методическое руководство по проектированию и расчету привода вертикального вала смесителя

Введение и постановка задачи

В современном машиностроении, особенно в химической, пищевой и строительной промышленности, смесительные аппараты с вертикальным валом являются ключевыми технологическими узлами. Надежность всей производственной линии напрямую зависит от безотказной работы и долговечности их механического привода. Проектирование такого привода — это многоступенчатая задача, требующая комплексного подхода, объединяющего энергетический, кинематический и детальный прочностной расчеты.

Данное методическое руководство представляет собой исчерпывающий пошаговый план выполнения курсовой работы по проектированию привода вертикального вала смесителя. Исходными данными для проекта служат параметры рабочего органа (мощность, частота вращения, окружное усилие) и требуемый срок службы (например, L_h = 15 000 часов). Цель работы — подобрать электродвигатель, рассчитать все элементы механической передачи (редуктор, муфты, валы, подшипники) и разработать их конструкцию, обеспечивающую заданные эксплуатационные характеристики и высокий ресурс. Общая структура проекта строится на строгой последовательности расчетов, начиная с общей схемы и заканчивая детальной проверкой на сопротивление усталости.

Кинематический и энергетический расчет привода

Кинематический и энергетический расчеты являются фундаментом всего проекта. Их ключевая цель — определить требуемую мощность двигателя и распределение крутящих моментов и частот вращения по всем ступеням привода. От точности этих расчетов зависит выбор стандартного двигателя, что, в свою очередь, определяет конечную стоимость и эффективность всей установки.

Расчет мощности электродвигателя по общему КПД ($\eta_{\text{общ}}$)

Механический привод — это цепь последовательно расположенных элементов, преобразующих параметры движения. Мощность, потребляемая рабочим органом (P_раб), всегда меньше мощности, выдаваемой двигателем (P_дв), из-за потерь в каждой передаче, подшипниках и муфтах.

Требуемая мощность электродвигателя (P_тр) определяется с учетом общего коэффициента полезного действия привода:

Pтр = Pраб / ηобщ

Общий коэффициент полезного действия ($\eta_{\text{общ}}$) рассчитывается как произведение КПД всех последовательно расположенных элементов, что является одним из наиболее чувствительных этапов расчета, влияющим на итоговый выбор двигателя. Очевидно, что даже небольшое повышение КПД на каждой ступени позволяет выбрать менее мощный (и более дешевый) двигатель.

ηобщ = ηрем · ηред · ηмуфт · ηподшν

Где:

• $\eta_{\text{рем}}$ — КПД ременной передачи (если применимо, обычно ≈ 0.92…0.96).
• $\eta_{\text{ред}}$ — КПД редуктора (произведение КПД ступеней, например, для двухступенчатого цилиндрического редуктора η_ред = $\eta_{\text{зц}1}$ · $\eta_{\text{зц}2}$ ≈ 0.96 · 0.96 ≈ 0.92).
• $\eta_{\text{муфт}}$ — КПД муфты, соединяющей двигатель и редуктор (для МУВП ≈ 0.97…0.99).
• $\eta_{\text{подш}}^{\nu}$ — КПД подшипниковых опор, где $\nu$ — общее количество пар опор в приводе. Для пары подшипников качения $\eta_{\text{подш}} \approx 0.99…0.995$. Если в приводе три вала (двигатель, быстроходный, тихоходный), то $\nu$ может достигать 6.

После определения P_тр, производится выбор стандартного электродвигателя по каталогу (ГОСТ или ТУ) с ближайшей большей мощностью P_дв ≥ P_тр и номинальной частотой вращения n_дв.

Определение кинематических параметров

Необходимо согласовать частоту вращения двигателя с требуемой частотой вращения рабочего органа смесителя (n_вых).

Частота вращения выходного вала смесителя определяется, исходя из заданной окружной скорости V и диаметра рабочего органа D:

nвых = (60 · V) / (π · D) (в мин-1)

Общее передаточное число привода (u_общ) устанавливает связь между двигателем и рабочим органом:

uобщ = nдв / nвых

Это общее число распределяется между внешними (например, ременной) и внутренними (редуктор) передачами: u_общ = u_рем · u_ред.

Расчет крутящих моментов (T_k) на валах привода

Крутящий момент является критическим параметром для последующих прочностных расчетов. Он рассчитывается для каждого вала (k) привода:

Tk = (9550 · Pk) / nk (в Н·м)

Где P_k — мощность на k-ом валу (кВт), а n_k — его частота вращения (мин^-1).

Мощность на каждом последующем валу уменьшается за счет потерь: P_k+1 = P_k · $\eta_{\text{k}}$.

Вал	Частота вращения, n (мин-1)	Мощность, P (кВт)	Крутящий момент, T (Н·м)
Быстроходный (I)	nдв / uрем	Pдв · $\eta_{\text{рем}}$	TI
Тихоходный (II)	nI / uред	PI · $\eta_{\text{ред}}$	TII
Выходной (рабочий)	nвых	PII · $\eta_{\text{подш}}^{\nu}$	Tвых

Проектирование и проверочный расчет механических передач

Проектирование механических передач (зубчатых, цепных) направлено на определение их геометрии и обеспечение требуемой долговечности.

Выбор материалов и обоснование допускаемых напряжений

Ключевым моментом, часто упускаемым в типовых расчетах, является глубокое обоснование выбора материала и режима его термической обработки, поскольку именно это определяет допускаемые напряжения. Почему этот шаг критически важен? Недооценка прочности материала приводит к неоправданному увеличению габаритов редуктора.

Для приводов смесителей средней мощности часто используются стали 45 или 40Х.

1. Сталь 45 (Улучшение): Применяется для колес, работающих при относительно невысоких скоростях и нагрузках. Термическое улучшение (закалка с высоким отпуском) обеспечивает твердость около HB ≈ 200…240.
   • Предел прочности $\sigma_{\text{в}} \approx 650…750$ МПа.
   • Предел текучести $\sigma_{\text{т}} \approx 350…450$ МПа.
   • Допускаемое контактное напряжение $[\sigma]_{\text{Н}}$ находится в диапазоне 300…450 МПа.
2. Сталь 40Х (Улучшение или Поверхностное упрочнение): Применяется для высоконагруженных или быстроходных передач. Улучшение дает твердость HB ≈ 240…300, обеспечивая $\sigma_{\text{в}} \approx 800…950$ МПа. Если применяется цементация, твердость поверхности может достигать 58…62 HRC.
   • Допускаемое контактное напряжение $[\sigma]_{\text{Н}}$ для улучшенной стали может достигать 450…550 МПа.
   • Для цементованных колес $[\sigma]_{\text{Н}}$ может быть в пределах 800…1200 МПа.
   • Допускаемое изгибное напряжение $[\sigma]_{\text{F}}$ для улучшенных сталей обычно составляет 180…300 МПа.

Методический вывод: При выборе материалов необходимо четко указать режим термообработки, который позволит использовать высокие значения допускаемых напряжений, сокращая габариты редуктора. Для общемашиностроительных приводов целесообразно использовать сталь 40Х (улучшение) для тихоходной ступени и сталь 40Х (цементация) для быстроходной, где нагрузки более динамичны, а скорости выше.

Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

Для закрытых редукторов, где смазка осуществляется погружением, основным критерием расчета является контактная выносливость (предотвращение выкрашивания активных поверхностей зубьев).

Проектный расчет цилиндрической передачи сводится к определению межосевого расстояния $a_{\text{w}}$ по контактным напряжениям, которое затем используется для нахождения модуля $m$ и чисел зубьев $z_1, z_2$.

Проверочный расчет на контактную выносливость (по напряжениям Герца):

σН = ZН Zε Zβ √[ (2 Tk KН (u ± 1)) / (aw3 u ψbd) ] ≤ [σН]

Где:

• $\sigma_{\text{Н}}$ — расчетное контактное напряжение.
• Z_Н, Z_$\epsilon$, Z_$\beta$ — коэффициенты, учитывающие форму зуба, перекрытие и угол наклона.
• T_k — крутящий момент на валу (Н·мм).
• K_Н — коэффициент нагрузки (учитывает динамические факторы и неравномерность распределения нагрузки).
• u — передаточное число ступени.
• a_w — межосевое расстояние.
• $\psi_{\text{bd}}$ — коэффициент ширины колеса.

Проверочный расчет на изгибную выносливость (поломка зуба):

σF = (2 Tk KF) / (aw3 u ψbd) · (YF YS) / m ≤ [σF]

Где Y_F и Y_S — коэффициенты формы и концентрации напряжения у основания зуба. Расчет на изгиб становится критическим при малых числах зубьев и высоких динамических нагрузках.

Проектный расчет цепной передачи (если применимо)

Если в приводе используется цепная передача (например, между двигателем и редуктором), ее проектный расчет основан на критерии износостойкости шарниров, поскольку именно износ является основным видом отказа цепи. Почему бы сразу не отказаться от цепи в пользу ремня? Цепная передача обеспечивает более жесткую синхронизацию при сохранении компактности, что часто требуется в промышленных схемах.

Проектный расчет начинается с определения необходимого шага цепи p.

p ≈ C · √[ T2 / [P] ]

Где:

• T₂ — крутящий момент на ведомом валу (Н·м).
• [P] — допускаемое давление в шарнирах цепи, обычно принимается в диапазоне 10…30 МПа для обеспечения ресурса 10⁴ часов.
• C — эмпирический коэффициент (для однорядных цепей C ≈ 2.0…3.0).

Выбранное по расчету значение p округляется до ближайшего большего стандартного шага по ГОСТ. Далее проверяется скорость цепи, число зубьев звездочек и рассчитывается фактическое давление в шарнирах, которое должно быть меньше допускаемого [P].

Расчет валов, подбор опор и соединительных элементов

Валы — одни из самых нагруженных элементов привода, подверженные сложному циклу нагружения (изгиб и кручение). Уточненный расчет валов является обязательным, как мы увидим в Уточненном проверочном расчете валов на сопротивление усталости.

Приближенный расчет валов по критерию кручения

На начальном этапе конструирования (для определения посадочных диаметров под шестерни и подшипники) выполняется приближенный расчет по напряжениям чистого кручения.

Формула для определения минимального диаметра вала d:

d ≥ 3√[ (16 · T) / ([τк] · 103) ]

Где:

• T — максимальный крутящий момент на данном валу (Н·м).
• [$\tau_{\text{к}}$] — допускаемое условное напряжение на кручение (МПа).

Для учета неучтенных напряжений изгиба и концентрации напряжений, вызванной шпоночными пазами и галтелями, допускаемое напряжение [$\tau_{\text{к}}$] принимают заниженным:

• Для быстроходных валов (n > 500 мин^-1): [$\tau_{\text{к}}$] ≈ 15…25 МПа.
• Для тихоходных валов (n < 100 мин^-1): [$\tau_{\text{к}}$] ≈ 25…40 МПа.

Полученные диаметры служат основой для выбора стандартных подшипников и назначения посадочных мест.

Уточненный проверочный расчет валов на сопротивление усталости

Поскольку валы редукторов работают при переменных напряжениях (вращение вала под действием постоянной изгибающей силы создает симметричный цикл напряжений), основным критерием является сопротивление усталости. Расчет выполняется в наиболее опасных сечениях, где происходит концентрация напряжений (например, галтели, шпоночные пазы, торцевые канавки).

Проверочный расчет сводится к определению общего коэффициента запаса прочности s в опасном сечении.

s = 1 / √[ (σa / (σ-1σ / kσ εσ ψσ) + σm / σв)2 + (τa / (τ-1τ / kτ ετ ψτ) + τm / σт)2 ]

Где:

• $\sigma_{\text{a}}, \sigma_{\text{m}}, \tau_{\text{a}}, \tau_{\text{m}}$ — амплитудные и средние напряжения нормального и касательного циклов.
• $\sigma_{\text{-1}\sigma}, \tau_{\text{-1}\tau}$ — пределы выносливости для симметричного цикла изгиба и кручения.
• $k_{\sigma}, k_{\tau}$ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (зависят от формы детали и наличия пазов).
• $\epsilon_{\sigma}, \epsilon_{\tau}$ — масштабные факторы (учитывают влияние размера вала).
• $\psi_{\sigma}, \psi_{\tau}$ — коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.
• $\sigma_{\text{в}}, \sigma_{\text{т}}$ — предел прочности и текучести материала.

Полученный коэффициент $s$ должен быть больше требуемого (допускаемого) коэффициента запаса прочности [s]. Для валов общемашиностроительных редукторов [s] принимается в диапазоне:

s ≥ [s] ≈ 1.7...2.2

Расчет шпоночных соединений на смятие и срез

Шпоночные соединения (обычно призматические по ГОСТ 23360-78) используются для передачи крутящего момента от вала к ступице (шестерни, муфты). Расчет выполняется по двум основным критериям: смятие (разрушение поверхности контакта) и срез (поломка шпонки).

Условие прочности на смятие (основной критерий):

σсм = (2 · T) / (d · l · t1) ≤ [σсм]

Где:

• T — крутящий момент на валу (Н·мм).
• d — диаметр вала (мм).
• l — рабочая длина шпонки (мм).
• t₁ — рабочая высота шпонки (глубина паза в ступице).

Допускаемые напряжения смятия [$\sigma_{\text{см}}$] зависят от материала ступицы:

Материал ступицы	[$\sigma_{\text{см}}$], МПа
Сталь	100…120
Серый чугун	50…70

Если расчетное напряжение $\sigma_{\text{см}}$ превышает допускаемое, необходимо увеличить рабочую длину шпонки $l$.

Выбор подшипников качения и обоснование схемы опор

Подшипники выбираются по диаметру вала и расчетной долговечности. Чаще всего используются радиальные шариковые однорядные подшипники.

Обоснование схемы опор:
Для обеспечения нормальной работы вала и предотвращения его заклинивания из-за температурного расширения или неточностей сборки, в редукторах применяется схема «фиксированная-плавающая» опора.

• Фиксированная опора: Обычно располагается у более нагруженной шестерни. Она воспринимает осевые и радиальные нагрузки и жестко фиксирует вал в осевом направлении. Для этого используются подшипники, зажатые с обеих сторон (например, парой упорных шариковых или радиально-упорных).
• Плавающая опора: Воспринимает только радиальную нагрузку, позволяя валу свободно перемещаться вдоль своей оси. В качестве плавающей опоры обычно используется радиальный шариковый подшипник, не зафиксированный осевыми крышками или кольцами с одной стороны, или имеющий большой осевой зазор.

Муфты (например, МУВП) подбираются по номинальному крутящему моменту T_ном с учетом динамического коэффициента K_дин: T_расч = T_вых · K_дин. Проверочный расчет МУВП производится по удельному давлению на упругие элементы (резиновые втулки). Допускаемое давление [p] должно быть в пределах 2.0…2.5 МПа.

Конструктивные решения и выбор эксплуатационных материалов

Проектирование привода не ограничивается расчетами деталей; необходимо разработать общую конструкцию, обеспечивающую надежную эксплуатацию и удобное обслуживание. Какую роль играет правильный выбор корпуса в долгосрочной эксплуатации привода?

Конструирование корпуса редуктора и его элементов

Корпус редуктора выполняет три ключевые функции: обеспечение точного межосевого расстояния, защита деталей от внешней среды и создание резервуара для смазки.

Для общемашиностроительных редукторов стандартным материалом является серый чугун СЧ 15 или СЧ 20. Чугун обеспечивает хорошее гашение вибраций и относительно низкую стоимость литья. Применяется для приводов мощностью до 45 кВт. Для более мощных или высокоскоростных редукторов могут использоваться сварные стальные конструкции.

Ключевые конструктивные элементы корпуса:

1. Заливная горловина с пробкой: Для ввода масла.
2. Сливное отверстие с пробкой: Расположено в самой нижней точке для полного удаления отработанного масла.
3. Отдушина (сапун): Устанавливается в верхней части корпуса. Необходим для выравнивания внутреннего давления с атмосферным, предотвращая выдавливание масла через уплотнения при нагреве редуктора.
4. Смотровой глазок или щуп: Для контроля уровня масла (должен располагаться так, чтобы нижний зуб тихоходного колеса был погружен на глубину 1-2 модуля, но не более половины радиуса).
5. Уплотнения: Манжетные уплотнения (сальники) устанавливаются на концах валов для предотвращения утечки масла и защиты от пыли.

Методика выбора смазочных материалов (с учетом DN-фактора)

Выбор смазки является критически важным для долговечности как зубчатых зацеплений, так и подшипников.

1. Смазка зубчатых зацеплений:
Выбор вязкости жидкого масла (например, индустриальног�� или трансмиссионного) зависит от окружной скорости зубчатых колес и контактных напряжений. Чем выше скорость и меньше нагрузка, тем ниже вязкость. Для смесителей со средней скоростью обычно применяются трансмиссионные масла классов ISO VG 150…320.

2. Смазка подшипников качения:
Выбор типа смазки (жидкое масло или пластичная смазка) для подшипников определяется так называемым DN-фактором.

DN = D · N

Где:

• D — внутренний диаметр подшипника (мм).
• N — частота вращения вала (об/мин).

• Пластичная смазка (консистентная): Применима для подшипников, работающих при относительно низких скоростях. Для стандартных радиальных шариковых подшипников пластичная смазка класса NLGI 2 применима, если DN не превышает 300 000 мм·об/мин.
• Жидкое масло: Требуется при высоких скоростях. Если DN превышает 500 000 мм·об/мин, необходимо обеспечить циркуляционную смазку или масляный туман. В редукторах, где подшипники расположены внутри корпуса, они смазываются тем же маслом, что и зубчатые колеса, путем разбрызгивания.

Методический вывод: Для тихоходных валов смесителя, где DN-фактор низок, теоретически можно использовать пластичную смазку. Однако, поскольку зубчатые колеса требуют жидкого масла, для унификации и простоты обслуживания, подшипники внутри редуктора также смазываются жидким маслом методом окунания или разбрызгивания. Это упрощает обслуживание и снижает риск ошибки оператора.

Заключение

Выполненный комплексный расчет и проектирование привода вертикального вала смесителя, начиная от определения энергетических параметров и заканчивая выбором смазочных материалов, позволяет создать надежную и долговечную конструкцию.

Ключевые результаты, подтверждающие соответствие проекта техническим требованиям:

1. Энерго-кинематический расчет обеспечил подбор оптимального электродвигателя, соответствующего требуемой мощности с учетом потерь в приводе ($\eta_{\text{общ}}$), и согласовал его частоту вращения с технологическими требованиями смесителя.
2. Прочностной расчет передач подтвердил долговечность зубчатых колес по критерию контактной выносливости ($\sigma_{\text{Н}} \leq [\sigma_{\text{Н}}]$), обосновав выбор материалов (например, сталь 40Х с улучшением) и их термической обработки.
3. Проверочный расчет валов на усталость показал, что минимальный коэффициент запаса прочности $s$ в опасных сечениях превышает требуемое значение $[s] \approx 1.7…2.2$, гарантируя надежность валов на заданный срок службы.
4. Конструктивные решения (схема опор «фиксированная-плавающая», корпус из чугуна СЧ 20, наличие сапуна и сливного отверстия) обеспечивают технологичность сборки, удобство обслуживания и защиту от утечек. Выбор смазки был научно обоснован с учетом DN-фактора подшипников и условий работы зацепления.

Таким образом, спроектированный привод соответствует всем требованиям машиностроительных норм и готов к стадии рабочей детализации и изготовления.

Список использованной литературы

1. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие / под ред. О.А. Ряховского. Москва: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. 384 с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т.
3. Детали машин: атлас конструкций: в 2 ч. Ч. 1 / под ред. Д.Н. Решетова. 5-е изд. Москва: Машиностроение, 1992. 352 с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. 3-е изд. Москва: Машиностроение, 2002. 536 с.
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для техн. спец. вузов. 7-е изд. Москва: Высшая школа, 2001. 447 с.
6. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: справочное учебно-методическое пособие. Москва: Высшая школа, 2004. 308 с.
7. Муфты приводов: метод. указания по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов всех специальностей и форм обучения / сост.: А.А. Ульянов, Л.Т. Крюков, В.В. Андреев. Нижний Новгород: НГТУ, 2006. 34 с.
8. Подбор подшипников качения: метод. указания по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов всех спец. и форм обучения / сост.: А.А. Ульянов, С.Н. Муравьев, С.Н. Бабушкин. Нижний Новгород, 2004. 27 с.
9. Правила оформления пояснительных записок и чертежей: метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов всех спец. и форм обучения. 2-е изд. / сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов и др. Нижний Новгород: НГТУ, 2003. 36 с.
10. Пример выполнения пояснительной записки: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения. 3-е изд., перераб. и доп. / сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. Нижний Новгород, 2002. 44 с.
11. Расчет болтовых соединений: метод. указания по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / сост.: А.А. Ульянов, Л.Т. Крюков и др. Нижний Новгород, 2004. 31 с.
12. Расчет и конструирование валов: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. Нижний Новгород: НГТУ, 1999. 36 с.
13. Расчет и конструирование цепных передач [Электронный ресурс] // ifmo.ru.
14. Расчет цепных передач: метод. указания к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков и др. Нижний Новгород: НГТУ, 1999. 23 с.
15. Ременные передачи: метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. в 2 ч. / сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов, Ю.П. Кисляков. Нижний Новгород: НГТУ, 1999.
16. Ульянов А.А. Детали машин: учебное пособие. Нижний Новгород: НГТУ, 2006. 199 с.
17. Ульянов А.А. Детали машин и основы конструирования: комплекс учебно-методических материалов для студентов безотрывных форм обучения: в 2 ч. Ч.2. Курсовой проект. Нижний Новгород: НГТУ, 2007. 95 с.
18. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. 2-е изд., перераб. и доп. Калининград: Янтарный сказ, 2003. 454 с.
19. Энергетический и кинематический расчеты приводов: метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / сост.: А.А. Ульянов. Нижний Новгород: НГТУ, 2000. 27 с.
20. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ВАЛОВ. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ [Электронный ресурс] // core.ac.uk.
21. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРИВОДА МЕХАНИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ [Электронный ресурс] // academia-moscow.ru.
22. ОСИ, ВАЛЫ, ПОДШИПНИКИ, МУФТЫ, Расчёт осей и валов на прочность [Электронный ресурс] // ozlib.com.
23. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ, УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ [Электронный ресурс] // studref.com.
24. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач [Электронный ресурс] // studfile.net.
25. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА ПРОЧНОСТЬ [Электронный ресурс] // meganorm.ru.
26. Расчет вала на сопротивление усталости [Электронный ресурс] // isopromat.ru.
27. Расчет валов на статическую, усталостную прочность и жесткость [Электронный ресурс] // bibliofond.ru.
28. Энергетический и кинематический расчеты привода [Электронный ресурс] // ppt-online.org.
29. Расчет шпонки выходного вала… [Электронный ресурс] // studbooks.net.
30. Проверочный расчет валов на прочность… [Электронный ресурс] // studbooks.net.
31. Редуктор: определение, назначение, устройство, виды [Электронный ресурс] // mirprivoda.ru.
32. 4. Проектный расчет валов и опорных конструкций [Электронный ресурс] // detalmach.ru.
33. 1 Энерго-кинематический расчет привода [Электронный ресурс] // studfile.net.
34. Из чего состоит редуктор | корпус редуктора в деталях [Электронный ресурс] // reductors.com.
35. ДЕТАЛИ МАШИН [Электронный ресурс] // bru.by.
36. 3 Предварительный расчет валов, подбор муфты [Электронный ресурс] // studfile.net.
37. Раздел 18. Приводы. Редукторы и мотор-редукторы общего назначения [Электронный ресурс] // detalmach.ru.
38. Особенности конструкции редукторов [Электронный ресурс] // reductor58.ru.
39. Выбор смазочных материалов [Электронный ресурс] // studfile.net.
40. Масла для редукторов классификация и особенности подбора [Электронный ресурс] // necton-sea.ru.
41. 8. Выбор смазки редуктора [Электронный ресурс] // studfile.net.