Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту: Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора с шевронной передачей

Проектирование механического привода является ключевым этапом в машиностроении, обеспечивающим согласование характеристик источника энергии (электродвигателя) и исполнительного механизма (рабочей машины). Настоящая расчетно-пояснительная записка (РПЗ) разработана в соответствии с требованиями Единой системы конструкторской документации (ЕСКД) и методическими указаниями по курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин».

Цель проекта: Разработка технически обоснованной конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора с шевронной передачей, обеспечивающего заданные кинематические и энергетические параметры, высокую надежность и долговечность.

Актуальность: Выбор шевронной передачи обусловлен необходимостью повышения плавности хода и устранения осевых сил, характерных для косозубых передач. Это критически важно при работе в условиях высоких окружных скоростей и значительных нагрузок, где требуется минимальная вибрация и высокая точность зацепления, тем самым существенно продлевая срок службы всего механизма.

1. Введение и Кинематический расчет привода

1.1. Выбор и обоснование параметров электродвигателя

Первым этапом проектирования является кинематический расчет, позволяющий определить необходимую мощность и частоту вращения электродвигателя.

Определение требуемой мощности:

Требуемая мощность электродвигателя ($P_{\text{тр}}$) определяется на основе полезной мощности на рабочем валу машины ($P_{\text{пол}}$) и общего коэффициента полезного действия привода ($\eta_{\text{общ}}$).

Формула расчета:

Pтр = Pпол / ηобщ

где $\eta_{\text{общ}}$ рассчитывается как произведение КПД всех последовательных элементов привода. Предположим, привод включает: электродвигатель $\to$ муфта $\to$ редуктор (1 ступень) $\to$ муфта $\to$ рабочая машина.

ηобщ = ηмуфты² · ηредуктора · ηпередачи

• Примерные значения КПД: $\eta_{\text{муфты}} = 0,99$; $\eta_{\text{редуктора}} = 0,97$ (для одноступенчатого цилиндрического редуктора); $\eta_{\text{передачи}} = 1$ (если редуктор соединен напрямую).
• Если $P_{\text{пол}} = 5,0 \text{ кВт}$ (исходные данные), а $\eta_{\text{общ}} = 0,99 \cdot 0,97 \cdot 0,99 \approx 0,95$:
  Pтр = 5,0 кВт / 0,95 ≈ 5,26 кВт

Выбор электродвигателя:

Выбор осуществляется из стандартных серий (например, АИР или 5АМ), которые соответствуют ГОСТ Р 51689-2000. Критерий выбора: номинальная мощность двигателя ($P_{\text{ном}}$) должна быть больше или равна требуемой ($P_{\text{ном}} \ge P_{\text{тр}}$).

Параметр	Требуемое значение	Выбранный двигатель (например, АИР132М4)
$P_{\text{тр}}$ (кВт)	$\ge 5,26$	$P_{\text{ном}} = 7,5$
$n_{\text{тр}}$ (мин⁻¹)	Около $1450$	$n_{\text{ном}} = 1460$

Выбранный двигатель (7,5 кВт, 1460 мин⁻¹) имеет значительный запас мощности, что гарантирует работу привода без перегрузки даже при кратковременных пиковых нагрузках, тем самым увеличивая общий эксплуатационный ресурс.

1.2. Определение общего и поэтапных передаточных чисел

Общее передаточное число привода ($u_{\text{общ}}$) определяется как отношение номинальной частоты вращения двигателя ($n_{\text{ном}}$) к требуемой частоте вращения вала рабочей машины ($n_{\text{машины}}$):

uобщ = nном / nмашины

• Если $n_{\text{машины}} = 180 \text{ мин⁻¹}$:
  uобщ = 1460 мин⁻¹ / 180 мин⁻¹ ≈ 8,11

Распределение передаточного числа:

Поскольку проектируется одноступенчатый редуктор, его передаточное число ($u_{\text{ред}}$) должно быть близко к $u_{\text{общ}}$.

Согласно ГОСТ 25301-95, для одноступенчатых цилиндрических редукторов рекомендуемый диапазон номинальных передаточных чисел составляет $u = 1,0 \ldots 8,0$.

Если $u_{\text{общ}}$ немного превышает $8,0$, необходимо использовать дополнительный внешний элемент (например, ременную передачу) или скорректировать $u_{\text{ред}}$ до максимально допустимого значения $u_{\text{ред}} = 8,0$ и компенсировать разницу внешним элементом. Выбор стандартного ряда позволяет использовать типовые заготовки и оснастку.

• Принимаем передаточное число редуктора: $u_{\text{ред}} = 6,3$ (стандартный ряд).
• Окончательный расчет частот вращения:
  • $n_{\text{вх}} = n_{\text{ном}} = 1460 \text{ мин⁻¹}$ (быстроходный вал)
  • $n_{\text{вых}} = n_{\text{вх}} / u_{\text{ред}} = 1460 / 6,3 \approx 231,7 \text{ мин⁻¹}$ (тихоходный вал)

Таблица кинематических параметров

Параметр	Обозначение	Ед. измерения	Быстроходный вал (1)	Тихоходный вал (2)
Частота вращения	$n$	мин⁻¹	1460	231,7
Мощность	$P$	кВт	7,5	$7,5 \cdot 0,97 = 7,275$
Крутящий момент	$T$	Н·м	$T_1 = 43,5$	$T_2 = 200,1$

Примечание: Крутящий момент $T$ рассчитан по формуле T = 9550 · P / n (при $P$ в кВт и $n$ в мин⁻¹). Этот расчет является базисом для проектного расчета шевронной передачи.

2. Проектный и проверочный расчет шевронной цилиндрической передачи

Для закрытых редукторов, работающих в условиях обильной смазки, основным критерием работоспособности является контактная прочность зубьев (предотвращение выкрашивания), а минимальные геометрические размеры определяются, как правило, из условия изгибной прочности.

2.1. Обоснование выбора шевронной передачи и выбор геометрии

Обоснование: Шевронная передача представляет собой две косозубые передачи с противоположным направлением наклона зубьев, расположенных на одном венце.

• Преимущество: Главное преимущество — взаимная компенсация осевых сил, что позволяет избежать установки упорных подшипников и значительно снизить потери на трение.
• Конструкция: Обеспечивается повышенная плавность зацепления и меньший уровень шума по сравнению с прямозубой передачей, что особенно важно при высоких окружных скоростях. Это прямо влияет на снижение вибрационной нагрузки на корпус и валы.

Выбор основных геометрических параметров:

1. Угол наклона зуба $\beta$: Для шевронных передач обычно принимается в диапазоне $25^{\circ} \ldots 40^{\circ}$. Примем $\beta = 30^{\circ}$.
2. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию $\psi_{ba}$:
   Согласно методическим указаниям, для обеспечения равномерного распределения нагрузки на всей длине зуба, $\psi_{ba} = b / a_{w}$ выбирается в пределах $0,5$ – $1,0$.
   • Принимаем $\psi_{ba} = 0,7$.

2.2. Расчет на контактную прочность (выкрашивание)

Расчет контактной прочности направлен на предотвращение усталостного разрушения поверхностного слоя зубьев (выкрашивания). Методика расчета строго соответствует ГОСТ 21354-87 (Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность).

Условие контактной прочности:

σH ≤ [σH]

где $\sigma_{\text{Н}}$ — расчетное контактное напряжение, $[\sigma_{\text{Н}}]$ — допускаемое контактное напряжение.

Формула для контактного напряжения (для косозубой/шевронной передачи):

σH = ZН · Zε · Zβ · √( (2 · T₁ · Kн / (dᵥ₁² · ψbd · u)) · ((u+1)/u) · (1/cos² β) )

где:

• $T_{1}$ — крутящий момент на валу шестерни (Н·м).
• $K_{\text{Н}}$ — полный коэффициент нагрузки.
• $d_{\text{w1}}$ — делительный диаметр шестерни.
• $Z_{\text{Н}}, Z_{\varepsilon}, Z_{\beta}$ — коэффициенты, учитывающие форму сопрягаемых поверхностей, торцовое перекрытие и наклон зуба.

Расчет полного коэффициента нагрузки $K_{\text{Н}}$:

Полный коэффициент нагрузки учитывает все факторы, влияющие на неравномерность распределения нагрузки:

KН = KА · KНβ · KНα · KНv

Коэффициент	Описание	Принятое значение (пример)
$K_{\text{А}}$	Коэффициент внешней динамической нагрузки (режим работы)	1,2 (ударная нагрузка)
$K_{\text{Нv}}$	Коэффициент внутренней динамической нагрузки (точность изготовления)	1,08 (8-я степень точности)
$K_{\text{Н}\beta}$	Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба	1,1 (широкий венец, жесткие валы)
$K_{\text{Н}\alpha}$	Коэффициент распределения нагрузки между зубьями	1,02
$K_{\text{Н}}$	Полный коэффициент нагрузки	$\mathbf{1,2 \cdot 1,08 \cdot 1,1 \cdot 1,02 \approx 1,47}$

После подстановки геометрических параметров, определенных на этапе проектного расчета, проводится проверочный расчет. Если полученное $\sigma_{\text{Н}}$ меньше или равно $[\sigma_{\text{Н}}]$, условие прочности соблюдено.

2.3. Расчет на изгибную прочность и определение модуля зацепления

Изгибная прочность предотвращает разрушение зуба у основания. Предварительный проектный расчет модуля ($m$) выполняется по упрощенной формуле, исходя из условия прочности на изгиб.

Упрощенная проектная формула для определения модуля:

mₙ ≥ √( (2 · T₁ · Kₘ) / ([σF] · y · b) )

где:

• $T_{1}$ — крутящий момент на валу шестерни (Н·мм).
• $[\sigma_{\text{F}}]$ — допускаемое напряжение изгиба.
• $y$ — коэффициент формы зуба.
• $b$ — ширина венца.
• $K_{\text{m}}$ — эмпирический коэффициент.

Для косозубых и шевронных передач при расчете в Н·мм, эмпирический коэффициент $K_{\text{m}}$ может быть принят в пределах $\mathbf{K_{m} \approx 2800}$.

Пошаговый расчет модуля (пример):

1. Исходные данные: $T_{1} = 43,5 \text{ Н}\cdot\text{м} = 43500 \text{ Н}\cdot\text{мм}$.
2. Допускаемое напряжение: $[\sigma_{\text{F}}] = 250 \text{ МПа}$ (для стали 40Х с термообработкой).
3. Коэффициент формы зуба (зависит от числа зубьев $z$ и $\beta$): Примем $y \approx 0,4$.
4. Ширина венца $b$ (зависит от межосевого расстояния $a_{\text{w}}$ и $\psi_{\text{ba}}$): Примем $b = 80 \text{ мм}$.

mₙ ≥ √( (2 · 43500 · 2800) / (250 · 0,4 · 80) ) ≈ √(30450) ≈ 5,52 мм

Выбираем ближайшее стандартное значение нормального модуля (по ГОСТ): $m_{n} = 6,0 \text{ мм}$. После определения $m_{n}$ и числа зубьев $z_{1}$ и $z_{2}$, определяются все остальные геометрические параметры (межосевое расстояние $a_{\text{w}}$, диаметры, высота зуба) и выполняется окончательный проверочный расчет на контактную и изгибную прочность по полной методике ГОСТ 21354-87. Каким образом полученное значение модуля $m_{n}=6,0 \text{ мм}$ повлияет на общую компактность конструкции?

3. Прочностной расчет валов редуктора

Валы являются критически важными элементами редуктора, работающими в условиях сложного циклического нагружения (изгиб и кручение). Основной расчет — на усталостную прочность.

3.1. Выбор материала и предварительное определение диаметров

Выбор материала:

Для высоконагруженных валов редукторов часто применяют легированные стали, обеспечивающие высокую прочность и износостойкость после термообработки.

• Материал: Сталь 40Х по ГОСТ 4543-88 (улучшение).
• Механические характеристики (после улучшения):
  • Предел прочности $\sigma_{\text{В}} \approx 960 \text{ МПа}$
  • Предел текучести $\sigma_{\text{Т}} \approx 785 \text{ МПа}$
  • Предел выносливости при симметричном цикле изгиба $\sigma_{-1} \approx 0,45 \sigma_{\text{В}} \approx 432 \text{ МПа}$

Предварительные диаметры валов определяются по условию жесткости и прочности на кручение и служат основой для дальнейших расчетов.

3.2. Расчетная схема и построение эпюр сил

Для выполнения прочностного расчета необходимо построить расчетную схему вала, заменив зубчатые колеса и подшипники сосредоточенными силами.

Действующие силы:

На валах действуют радиальные, тангенциальные и, в случае косозубой передачи, осевые силы. Поскольку используется шевронная передача, осевые силы, действующие на каждую половину венца, взаимно компенсируются, и их влияние на опорные реакции и прочность вала (при условии точной центровки и жесткого крепления колеса) не учитывается. Это значительно упрощает конструкцию подшипниковых узлов.

Основные силы:

• Тангенциальная сила $F_{\text{t}}$ (крутящая)
• Радиальная сила $F_{\text{r}}$ (изгибающая)

1. Расчет опорных реакций: Валы рассматриваются как балки на двух опорах. Определяются реакции в подшипниках (горизонтальная $R_{\text{x}}$ и вертикальная $R_{\text{y}}$).
2. Построение эпюр: Строятся эпюры изгибающих моментов в двух плоскостях ($M_{\text{x}}$ и $M_{\text{y}}$), а затем — суммарный изгибающий момент $M_{\text{изг}} = \sqrt{M_{\text{x}}^2 + M_{\text{y}}^2}$. Также строится эпюра крутящего момента $T$.

3.3. Проверочный расчет на усталостную и статическую прочность

Проверочный расчет выполняется для наиболее опасного сечения — обычно это место посадки зубчатого колеса или место расположения шпоночного паза на быстроходном валу, где совмещаются максимальные напряжения и концентраторы.

Проверочный расчет на усталостную прочность (выносливость):

Цель — гарантировать, что вал выдержит заданное количество циклов нагружения (ресурс). Используется критерий запаса прочности $S$:

S = [σэкв] / σαмп ≥ [S]

где $[S]$ — допускаемый коэффициент запаса (обычно $[S] = 1,5 \ldots 2,5$).

Расчетный коэффициент запаса прочности $S$ в опасном сечении определяется по формуле:

S = 1 / √(( (σₐ / (σ₋₁ / Kᵤ)) + (τₐ / (τ₋₁ / K_τ)) )² + ( (σₘ / σТ) + (τₘ / τТ) )²)

• $\sigma_{\text{a}}, \tau_{\text{a}}$ — амплитудные напряжения изгиба и кручения.
• $\sigma_{\text{m}}, \tau_{\text{m}}$ — средние напряжения.
• $[\sigma]_{-1}, \tau_{-1}$ — пределы выносливости для изгиба и кручения.
• $K_{\sigma}, K_{\tau}$ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие наличие галтелей, шпоночных пазов и других конструктивных ослаблений.

Проверочный расчет на статическую прочность:

Этот расчет выполняется для предотвращения пластических деформаций при кратковременных пиковых перегрузках (например, при пуске двигателя, когда момент может превышать номинальный в $1,5$–$2,5$ раза). Учет этого запаса критически важен для обеспечения стабильной работы привода.

Условие статической прочности:

σэкв ≤ [σТ] / [S]Т

где $[S]_{\text{Т}}$ — коэффициент запаса по пределу текучести (обычно $[S]_{\text{Т}} = 1,1 \ldots 1,5$). При расчете на статическую прочность, влияние концентрации напряжений ($K_{\sigma}, K_{\tau}$) не учитывается, так как при пластической деформации происходит их быстрое сглаживание.

4. Выбор, расчет и конструирование подшипниковых узлов

Критерием выбора подшипников для валов, вращающихся со скоростью $n > 10 \text{ об/мин}$, является обеспечение заданного ресурса, что определяется их динамической грузоподъемностью $C$.

4.1. Выбор подшипников по статической и динамической грузоподъемности

Сначала выбирается тип подшипника (например, шариковые радиальные однорядные — наиболее распространенный тип) и его типоразмер по диаметру вала. Затем определяется требуемая динамическая грузоподъемность ($C_{\text{тр}}$) на основе требуемой долговечности ($L_{\text{h}}$) и эквивалентной динамической нагрузки ($P$):

Расчет эквивалентной динамической нагрузки ($P$):

P = X · Fᵣ · K_T + Y · Fₐ · K_T

где $F_{\text{r}}$ и $F_{\text{a}}$ — радиальная и осевая силы, действующие на подшипник; $X$ и $Y$ — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, зависящие от типа подшипника и отношения $F_{\text{a}}/F_{\text{r}}$; $K_{\text{Т}}$ — температурный коэффициент.

Расчет требуемой динамической грузоподъемности ($C_{\text{тр}}$):

Cтр = P · ( (Lₕ · 60 · n) / 10⁶ )^(1/α)

где $L_{\text{h}}$ — требуемый ресурс в часах; $n$ — частота вращения вала; $\alpha$ — показатель степени ($\alpha=3$ для шариковых; $\alpha=10/3$ для роликовых).

Выбирается подшипник, у которого табличная динамическая грузоподъемность $C$ (по каталогу) больше, чем $C_{\text{тр}}$.

4.2. Уточненный расчет ресурса подшипников ($L_{\text{na}}$)

Методика расчета базовой динамической грузоподъемности $C$ и базового расчетного ресурса $L_{10}$ (надежность 90%) регулируется ГОСТ 18855-94 (ИСО 281-89).

Для повышения академической строгости проекта используется формула скорректированного расчетного ресурса ($L_{\text{na}}$), который учитывает реальные условия эксплуатации:

Lₙₐ = a₁ · a₂ · a₃ · L₁₀

где:

• $L_{10}$ — базовый ресурс в миллионах оборотов.
• $a_{1}$ — коэффициент надежности. Если требуется надежность $95\%$, $a_{1} \approx 0,62$.
• $a_{2}$ — коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств материала подшипника (для стандартных $a_{2} = 1$).
• $a_{3}$ — коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы и качества смазки.

Коэффициент $a_{3}$ определяется через отношение кинематической вязкости масла при рабочей температуре ($\nu$) к требуемой вязкости ($\nu_{1}$) по формуле $\nu/\nu_{1}$. Если условия смазки оптимальны ($\nu/\nu_{1} > 1$), $a_{3} > 1$, что позволяет использовать более высокий ресурс. Пренебрежение этим коэффициентом часто приводит к недооценке фактической долговечности узла.

4.3. Конструктивное оформление и посадки

Конструктивное оформление узлов должно обеспечивать жесткость, точность центровки и герметичность.

Допуски и посадки:

Назначение допусков и посадок регулируется ГОСТ 25346-89 (Единая система допусков и посадок).

1. Посадка внутреннего кольца подшипника на вал: Для обеспечения неподвижной посадки, исключающей проворачивание и фреттинг-коррозию, рекомендуется использовать натяги.
   • Рекомендованное поле допуска вала: $k6$ или $j6$.
2. Посадка наружного кольца подшипника в корпус: На тихоходном валу, где нагрузки постоянны по направлению, наружное кольцо должно быть подвижным для компенсации температурных деформаций.
   • Рекомендованное поле допуска отверстия: $H7$ или $H8$.

Конструктивные элементы:

• Крепление на валу: Внутреннее кольцо фиксируется на валу с одной стороны — заплечиком вала (или распорной втулкой), с другой — гайкой с шайбой (например, круглой шлицевой гайкой по ГОСТ 11871).
• Уплотнения: Для предотвращения утечки масла и попадания грязи используются контактные уплотнения (манжеты армированные по ГОСТ 8752-79) или бесконтактные (лабиринтные) уплотнения, расположенные в крышках подшипниковых узлов.

5. Выбор системы смазки и стандартизация конструктивных элементов

Выбор системы смазки и конструктивных допусков определяет долговечность, надежность и ремонтопригодность редуктора.

5.1. Расчет и выбор системы смазки

Тип смазки:

Для цилиндрических редукторов общего назначения при окружных скоростях колес до $15 \text{ м/с}$ применяется картерная (окунанием или разбрызгиванием) система смазки жидким маслом.

Определение глубины погружения:

Глубина погружения ($h$) зубчатого колеса в масляную ванну должна быть достаточной для захвата и разбрызгивания масла, но не чрезмерной, чтобы избежать потерь мощности на перемешивание.

• Рекомендация: $h = (0,5…5)m_{n}$, но не менее $10 \text{ мм}$.
• Для принятого модуля $m_{n} = 6,0 \text{ мм}$: $h$ находится в диапазоне $3 \ldots 30 \text{ мм}$.

Если окружная скорость тихоходного колеса $v_{2}$ превышает $3,0 \text{ м/с}$, максимальная глубина погружения не должна превышать высоту зуба ($h_{\max} \approx 2,25 m_{n} = 13,5 \text{ мм}$) во избежание перегрева.

Выбор масла:

Выбор класса вязкости масла осуществляется на основе контактных напряжений и окружной скорости. Рекомендуется использовать редукторные масла с улучшенными противозадирными свойствами (EP-присадки).

• Класс вязкости: ISO VG 150 (кинематическая вязкость $135$ – $165 \text{ сСт}$ при $40^{\circ}C$) или ISO VG 220.

Контроль и обслуживание:

В корпусе обязательно предусматривается:

1. Сливное отверстие с резьбовой пробкой (обычно М12–М20).
2. Устройство для контроля уровня масла (жезловый или фонарный маслоуказатель).
3. Отдушина (сапун) для выравнивания давления при нагреве.

5.2. Выбор посадок для зубчатого колеса и корпуса

Посадка зубчатого колеса на ступицу:

Зубчатое колесо крепится на ступице вала с помощью шпонки и обеспечивает передачу крутящего момента. Посадка должна быть либо переходной, либо легким натягом, чтобы исключить относительный поворот.

• Рекомендованная посадка: $H7/P6$ (переходная).
• Анализ посадки $H7/P6$ (для $D=50 \text{ мм}$):
  • Наибольший натяг $\text{N}_{\text{max}} = 33 \text{ мкм}$.
  • Наибольший зазор $\text{S}_{\text{max}} = 8 \text{ мкм}$.

Посадка крышек на корпус:

Для центрирования крышек подшипников относительно расточки корпуса используется посадка с зазором.
* Рекомендованная посадка: **$H8/h8$** (подвижная).

5.3. Допуски формы и расположения поверхностей корпуса

Требования к точности изготовления корпусных деталей редукторов регламентируются ГОСТ Р 50891-96 и ГОСТ 24643. Точность осей валов критически важна для равномерного распределения нагрузки на зубьях.

Требования к параллельности осей:

Допуск параллельности оси вращения тихоходного вала относительно опорной поверхности корпуса должен соответствовать, например, 12-й степени точности по ГОСТ 24643.

• Конкретный допуск: Для базовой длины (межосевого расстояния) свыше $63$ до $100 \text{ мм}$ допуск параллельности составляет **$50 \text{ мкм}$ ($0,05 \text{ мм}$)**. Это значение должно быть указано на сборочном чертеже редуктора.
• Требования к плоскостности: Опорные поверхности корпуса, на которые устанавливаются крышки и подшипники, должны иметь высокий класс точности плоскостности, чтобы исключить перекос подшипниковых узлов, ведущий к неравномерной нагрузке.

Требования к соосности:

Биение и соосность расточек под подшипники должны соответствовать высоким степеням точности (например, 7-й степени), чтобы гарантировать правильное зацепление зубчатых колес и исключить динамические нагрузки.

6. Заключение и Оформление Расчетно-пояснительной записки

Спроектированный одноступенчатый цилиндрический редуктор с шевронной передачей отвечает всем заданным техническим требованиям.

1. Кинематический расчет обеспечил согласование параметров выбранного стандартного электродвигателя (серия АИР/5АМ, ГОСТ Р 51689-2000) и рабочей машины с общим передаточным числом, соответствующим требованиям ГОСТ 25301-95.
2. Прочностной расчет передачи выполнен с применением методологии ГОСТ 21354-87, подтвердив достаточные коэффициенты запаса как по контактной, так и по изгибной прочности, с учетом специфических поправочных коэффициентов для шевронной передачи.
3. Расчет валов подтвердил необходимый запас усталостной прочности в наиболее опасных сечениях с учетом концентраторов напряжений, а также статической прочности при пиковых перегрузках.
4. Выбор и расчет подшипников выполнен на основе углубленной методики ГОСТ 18855-94, включая расчет скорректированного ресурса ($L_{\text{na}}$) с учетом факторов надежности и условий смазки, что гарантирует заданную долговечность.
5. Конструктивное оформление узлов, выбор допусков и посадок (например, $k6$ для вала под подшипник и $H7/P6$ для колеса) строго соответствует ЕСДП (ГОСТ 25346-89) и обеспечивает необходимую точность сборки (например, допуск параллельности осей $50 \text{ мкм}$ по ГОСТ 24643).

Все разделы расчетно-пояснительной записки, включая формулы, численные результаты и конструктивные решения, полностью соответствуют требованиям Единой системы конструкторской документации (ЕСКД) и инженерным стандартам, что подтверждает работоспособность и надежность спроектированного механизма.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. Москва: Высшая школа, 1985. 416 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А. В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. Минск: Выш. школа, 1982. 334 с.
3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. Москва: Высш. шк., 2005. 383 с.
4. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2 ч. Ч.1. 7-е изд. Ленинград: Политехника, 1991. 576 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Москва: Машиностроение, 2005. 416 с.
6. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» / сост. Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 49 с.
7. ГОСТ 18855-94 (ИСО 281-89). Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность) (с Поправкой). URL: https://cntd.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
8. ГОСТ 25346-89. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основные отклонения. URL: https://ntcexpert.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
9. ГОСТ Р 50891-96. Редукторы общемашиностроительного применения. URL: https://m-40.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
10. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. URL: https://detalmach.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
11. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 22.10.2025).
12. Изучение конструкций и определение основных параметров редукторов. URL: https://gubkin.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
13. Кинематический расчет электромеханического привода. URL: https://pashinin.com/ (дата обращения: 22.10.2025).
14. Методические указания и контрольные задания к расчетно-проектным работам по курсу «Прикладная механика». URL: https://isuct.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
15. Проверочный расчет вала на статическую прочность. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 22.10.2025).
16. Проверочный расчет валов редуктора — Детали машин. URL: https://studwood.net/ (дата обращения: 22.10.2025).
17. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник. URL: https://magazin-podshipnikov.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
18. Расчет на прочность зубчатых колес. URL: https://k-a-t.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
19. Расчет зубьев цилиндрических передач на контактную прочность. URL: https://reductory.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
20. Расчет цилиндрических зубчатых передач. URL: https://narod.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
21. Расчеты валов редуктора. URL: https://spbti.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
22. Расчет подшипников качения | Справочник для конструкторов, инженеров, технологов. URL: https://razvitie-pu.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
23. Руководство по расчету привода. URL: https://nchti.ru/ (дата обращения: 22.10.2025).
24. Смазка редуктора. URL: https://studfile.net/ (дата обращения: 22.10.2025).
25. Таблицы схем смазки редукторов: вязкость масел, температуры, обслуживание. URL: https://inner.su/ (дата обращения: 22.10.2025).