Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора и механического привода: Расчетно-пояснительная записка

Введение: Постановка задачи и обоснование актуальности проекта

Инженерное проектирование механического привода является краеугольным камнем в машиностроении, обеспечивая надежную и эффективную передачу движения и мощности от двигателя к рабочей машине. Актуальность данного проекта заключается в необходимости освоения комплексного подхода к расчету и конструированию редукторных механизмов, являющихся наиболее распространенным типом приводов в промышленности, поскольку их правильное проектирование напрямую определяет долговечность и энергоэффективность всей производственной линии.

Цель курсового проекта — спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор с механическим приводом, выполнить все необходимые кинематические, силовые и прочностные расчеты, подобрать стандартные элементы (двигатель, муфты, подшипники) и разработать конструкцию корпуса и монтажной рамы, обеспечив заданные технические условия.

Исходные данные и структура привода:

Проектируемый привод состоит из следующих элементов, соединенных последовательно: электродвигатель, соединительная муфта, двухступенчатый цилиндрический редуктор, вторая соединительная муфта, рабочая машина.
Исходные параметры, заданные для вала рабочей машины:

• Требуемая мощность на валу рабочей машины: P₃
• Требуемая угловая скорость/частота вращения вала рабочей машины: ω₃ (или n₃)
• Требуемый срок службы привода: L_h (в часах)

В рамках данной работы будут детально рассмотрены и обоснованы конструкторские решения, соответствующие стандартам ГОСТ и требованиям ЕСКД.

Кинематический и энергетический расчет привода

Кинематический расчет является начальным этапом проектирования, определяющим требуемую мощность двигателя и распределение передаточных чисел, что напрямую влияет на габариты и надежность всех последующих элементов привода. Именно на этом этапе закладывается фундамент для оптимизации массогабаритных характеристик всей установки.

Выбор электродвигателя и расчет общего КПД

Требуемая мощность электродвигателя (P_тр) должна компенсировать потери энергии во всех элементах привода. Эти потери описываются общим коэффициентом полезного действия (η_общ).

1. Расчет общего КПД (η_общ)

Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД всех последовательно расположенных звеньев:


ηобщ = ηмуфты 1 ⋅ ηред ⋅ ηмуфты 2


Где КПД редуктора η_ред учитывает потери в двух зубчатых зацеплениях и четырех парах подшипников (по две на каждый вал):


ηред = ηзац. 1 ⋅ ηзац. 2 ⋅ ηподш.4


Принимаем типовые значения КПД для элементов привода (на пару):

Элемент привода	Обозначение	Типовое значение	Примечание
Упругая муфта (МУВП)	ηмуфты	0,99	Две муфты в приводе
Цилиндрическое зацепление	ηзац.	0,97	Две ступени в редукторе
Пара подшипников качения	ηподш.	0,995	Четыре пары в редукторе

Рассчитаем общий КПД:


ηобщ = ηмуфты2 ⋅ ηзац.2 ⋅ ηподш.4



ηобщ = 0,992 ⋅ 0,972 ⋅ 0,9954 ≈ 0,9801 ⋅ 0,9409 ⋅ 0,9801 ≈ 0,9047


2. Расчет требуемой мощности двигателя

Требуемая мощность P_тр определяется по заданной мощности на выходе P₃:


Pтр = P3 / ηобщ


(Пример расчета: Если P₃ = 5,0 кВт, то P_тр = 5,0 / 0,9047 ≈ 5,53 кВт)

3. Подбор электродвигателя

Подбор стандартного асинхронного электродвигателя из каталога (например, серии 4А или АИР) осуществляется на основе P_тр. Выбирается ближайшее стандартное значение мощности с запасом. Если P_тр = 5,53 кВт, выбираем ближайший стандартный двигатель P_дв = 7,5 кВт (наиболее распространенный стандарт). Это обеспечивает необходимый резерв мощности для кратковременных перегрузок и пусковых режимов.

Частота вращения синхронного поля выбирается, исходя из требуемого передаточного числа. Примем стандартную частоту вращения двигателя n_дв = 1500 об/мин (синхронная) при четырех полюсах, фактическая номинальная частота вращения n_ном = 1460 об/мин.

Определение передаточных чисел и частот вращения

1. Расчет общего передаточного числа привода (i_общ)

Общее передаточное число привода определяется как отношение частоты вращения двигателя к частоте вращения рабочей машины:


iобщ = nдв / n3


(Пример расчета: Если n_дв = 1460 об/мин, а требуемая n₃ = 100 об/мин, то i_общ = 1460 / 100 = 14,6)

2. Распределение передаточных чисел

Общее передаточное число редуктора (i_ред) равно i_общ, так как муфты передаточное число не изменяют. Для двухступенчатого редуктора i_ред разбивается на быстроходную (i₁) и тихоходную (i₂) ступени:


iред = i1 ⋅ i2


Для цилиндрических двухступенчатых редукторов общего назначения рекомендуется неравномерное распределение передаточных чисел, чаще всего i₁ > i₂, чтобы уменьшить габариты быстроходной ступени. Принимаем коэффициент неравномерности ψ = i₁ / i₂ ≈ 1,2…1,5. Принятие неравномерного распределения позволяет уменьшить общий вес и металлоемкость редуктора, концентрируя нагрузку на более компактной быстроходной ступени.

Примем ψ = 1,4. Тогда i_ред = 14,6:


i2 = √(iред / ψ) = √(14,6 / 1,4) ≈ √10,43 ≈ 3,23



i1 = iред / i2 = 14,6 / 3,23 ≈ 4,52


3. Кинематические и силовые параметры валов

Рассчитываем частоты вращения (n_i), мощности (P_i) и вращающие моменты (T_i) для всех трех валов редуктора (Вал I — быстроходный, Вал II — промежуточный, Вал III — тихоходный):

Вал	Частота вращения (ni, об/мин)	Мощность (Pi, кВт)	Вращающий момент (Ti, Н·м)
I (Двигатель)	nдв = 1460	Pдв = 7,5	Tдв = (9,55 ⋅ 106 ⋅ Pдв) / nдв ≈ 49,0
II (Промежуточный)	nII = nдв / i1 ≈ 323	PII = Pдв ⋅ ηмуфты ⋅ ηзац. 1 ⋅ ηподш.2 ≈ 6,9	TII = Tдв ⋅ i1 ⋅ ηпередачи 1 ≈ 218,8
III (Тихоходный)	nIII = nII / i2 ≈ 100	PIII = PII ⋅ ηзац. 2 ⋅ ηподш.2 ≈ 6,3	TIII = TII ⋅ i2 ⋅ ηпередачи 2 ≈ 651,6

Примечание: Мощность на валу III должна быть больше заданной P₃, поскольку двигатель выбран с запасом.

Проектировочный расчет и обоснование конструктивных решений цилиндрических передач

Проектирование зубчатых передач — критически важный этап, определяющий долговечность и габариты редуктора. Расчет выполняется в соответствии с требованиями ГОСТ 21354-87. Почему именно контактная прочность является ключевым критерием? Потому что именно поверхностное разрушение (выкрашивание) чаще всего ограничивает ресурс редукторов, работающих с умеренной твердостью поверхности.

Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Для обеспечения требуемой долговечности и компактности конструкции выбираем легированную сталь 40Х как материал для зубчатых колес обеих ступеней.

Обоснование термической обработки:

Для редукторов общего назначения, работающих с относительно умеренными нагрузками, часто применяется термическая обработка улучшение (закалка с высоким отпуском). Такая обработка обеспечивает необходимую прочность сердцевины и умеренную твердость поверхности (до H ≤ 350 НВ). Вследствие этого мы можем провести чистовое нарезание зубьев после термообработки, что значительно упрощает технологию производства по сравнению с дорогостоящим шлифованием.

Параметр	Шестерня (Ведомое)	Колесо (Ведущее)	Примечание
Материал	Сталь 40Х	Сталь 40Х	Легированная конструкционная сталь
Термообработка	Улучшение	Улучшение	Твердость до 350 НВ
Твердость (HB)	260 ± 10	230 ± 10	Шестерня всегда тверже колеса для равномерного износа

Определение допускаемых напряжений

Поскольку твердость H ≤ 350 НВ, допускается чистовое нарезание зубьев после термической обработки, что упрощает технологию, но требует выполнения расчета по контактной и изгибной выносливости.

1. Допускаемое контактное напряжение [σ_H]

Предел контактной выносливости (σ_{H lim}) для сталей с H ≤ 350 НВ эмпирически связан со средней твердостью HB_ср:


σH lim = (1,8 ⋅ HBср + 67) МПа


Принимая HB_ср = (260 + 230)/2 = 245 НВ, получаем:


σH lim = (1,8 ⋅ 245 + 67) = 441 + 67 = 508 МПа


Допускаемое напряжение определяется с учетом коэффициента запаса прочности по контакту S_H (примем S_H = 1,2):


[σH] = (σH lim ⋅ ZR ⋅ ZV) / SH


Где Z_R — коэффициент шероховатости, Z_V — коэффициент скорости (примем Z_R ⋅ Z_V ≈ 1 для ориентировочного расчета).


[σH] = 508 / 1,2 ≈ 423 МПа


2. Допускаемое изгибное напряжение [σ_F]

Предел изгибной выносливости (σ_{F lim}) для стали 40Х при HB = 230…260 НВ составляет примерно 300…350 МПа. Принимая коэффициент запаса прочности по изгибу S_F = 1,75:


[σF] = σF lim / SF ≈ 320 / 1,75 ≈ 183 МПа


Расчет на контактную выносливость (критерий σ_H)

Проектировочный расчет, основанный на критерии контактной прочности, позволяет определить межосевое расстояние a_w, которое является основным габаритным параметром редуктора.

Формула для определения межосевого расстояния a_w (для прямозубой передачи):


aw = Ka ⋅ ∛( (2 ⋅ T1 ⋅ KH) / (ψba ⋅ i ⋅ [σH]2) )


Где:

• T₁ — крутящий момент на шестерне (Н·мм);
• K_H — коэффициент нагрузки (учитывает динамические и неравномерность распределения);
• ψ_ba = b / a_w — коэффициент ширины колеса к межосевому расстоянию (обычно 0,3…0,5);
• i — передаточное число ступени;
• K_a — коэффициент, зависящий от геометрии (принимается 43…49).

1. Расчет межосевого расстояния a_w1 (Быстроходная ступень)

• T₁ = 49,0 Н·м = 49000 Н·мм
• i₁ = 4,52
• Принимаем ψ_ba = 0,4.
• K_H = K_Hα ⋅ K_Hβ ⋅ K_Hν (принимаем K_H ≈ 1,2).
• [σ_H] = 423 МПа. Примем K_a = 49 для Σz ≈ 100.


aw1 = 49 ⋅ ∛( (2 ⋅ 49000 ⋅ 1,2) / (0,4 ⋅ 4,52 ⋅ 4232) ) ≈ 49 ⋅ ∛( 117600 / 322600 ) ≈ 49 ⋅ 0,713 ≈ 34,9 мм


Принимаем стандартное межосевое расстояние a_w1 = 100 мм (увеличение габаритов необходимо для обеспечения жесткости и размещения подшипников и других элементов).

2. Расчет межосевого расстояния a_w2 (Тихоходная ступень)

Аналогично для тихоходной ступени (T₂ = 218,8 Н·м = 218800 Н·мм, i₂ = 3,23).


aw2 = 49 ⋅ ∛( (2 ⋅ 218800 ⋅ 1,2) / (0,4 ⋅ 3,23 ⋅ 4232) ) ≈ 49 ⋅ ∛( 525120 / 230500 ) ≈ 49 ⋅ 1,31 ≈ 64,19 мм


Принимаем стандартное межосевое расстояние a_w2 = 160 мм. Почему мы всегда округляем межосевое расстояние в большую сторону до стандартного ряда? Это позволяет не только использовать унифицированные корпуса, но и обеспечить достаточную жесткость конструкции, что критически важно для предотвращения перекосов валов.

Определение модуля m и ширины венца b

После выбора a_w определяют модуль m (по ГОСТ 9563) и числа зубьев z.

• Быстроходная ступень (a_w1 = 100 мм, i₁ = 4,52)
  Примем число зубьев шестерни z₁ = 18. Тогда z₂ = z₁ ⋅ i₁ = 18 ⋅ 4,52 ≈ 81,36. Принимаем z₂ = 81. Фактическое i₁ = 81/18 = 4,5.
  Модуль: m₁ = 2 ⋅ a_w1 / (z₁ + z₂) = 2 ⋅ 100 / (18 + 81) ≈ 2,02 мм.
  Принимаем стандартный модуль m₁ = 2,5 мм.
  Ширина венца: b₁ = ψ_ba ⋅ a_w1 = 0,4 ⋅ 100 = 40 мм.
• Тихоходная ступень (a_w2 = 160 мм, i₂ = 3,23)
  Примем z₃ = 20. Тогда z₄ = z₃ ⋅ i₂ = 20 ⋅ 3,23 = 64,6. Принимаем z₄ = 65. Фактическое i₂ = 65/20 = 3,25.
  Модуль: m₂ = 2 ⋅ a_w2 / (z₃ + z₄) = 2 ⋅ 160 / (20 + 65) ≈ 3,76 мм.
  Принимаем стандартный модуль m₂ = 4,0 мм.
  Ширина венца: b₂ = ψ_ba ⋅ a_w2 = 0,4 ⋅ 160 = 64 мм.

Проверочный расчет на изгибную выносливость (критерий σ_F)

Проверочный расчет подтверждает, что принятые параметры m и b обеспечивают прочность зуба на изгиб.
Условие прочности: σ_F ≤ [σ_F].

Расчетное напряжение изгиба σ_F определяется по формуле (для прямозубой передачи):


σF = (T1 ⋅ KF ⋅ YF ⋅ Yε) / (0,5 ⋅ b ⋅ m ⋅ d1) ≤ [σF]


Где K_F — коэффициент нагрузки по изгибу, Y_F — коэффициент формы зуба, Y_ε — коэффициент торцевого перекрытия.

Если проверочный расчет покажет, что σ_F значительно превышает [σ_F] (например, больше на 5-10%), необходимо увеличить модуль m или ширину венца b. Если этого не сделать, риск поломки зуба при пиковых нагрузках возрастет экспоненциально, что приведет к аварийному выходу редуктора из строя.

Проектирование и проверочный расчет валов редуктора

Валы редуктора подвергаются сложному циклическому нагружению, включающему кручение и изгиб. Расчеты проводятся на статическую прочность (для определения минимального диаметра) и усталостную прочность (для проверки долговечности).

Предварительный расчет валов

Предварительный расчет выполняется по критерию кручения для определения минимально необходимых диаметров d валов в ненагруженных сечениях. Допускаемое касательное напряжение при кручении [τ]_кр для конструкционных сталей со шпоночными пазами принимается в диапазоне 20…35 МПа. Примем [τ]_кр = 30 МПа.

1. Вал I (Быстроходный):

T_I = 49,0 Н·м = 49 ⋅ 10³ Н·мм


dI ≥ ∛( (16 ⋅ TI) / (π ⋅ [τ]кр) ) = ∛( (16 ⋅ 49000) / (π ⋅ 30) ) ≈ ∛8320 ≈ 20,26 мм


Принимаем конструктивный диаметр под посадку шестерни d_I = 25 мм.

2. Вал II (Промежуточный):

T_II = 218,8 Н·м = 218,8 ⋅ 10³ Н·мм


dII ≥ ∛( (16 ⋅ 218800) / (π ⋅ 30) ) ≈ ∛37125 ≈ 33,36 мм


Принимаем конструктивный диаметр d_II = 38 мм.

3. Вал III (Тихоходный):

T_III = 651,6 Н·м = 651,6 ⋅ 10³ Н·мм


dIII ≥ ∛( (16 ⋅ 651600) / (π ⋅ 30) ) ≈ ∛110724 ≈ 48,0 мм


Принимаем конструктивный диаметр выходного конца d_III = 50 мм.

Построение расчетных схем и определение реакций

Для проверочного расчета на усталость необходимо определить силы в зацеплении и построить эпюры моментов.

Силы в зацеплении (F_t — тангенциальная, F_r — радиальная) определяются через крутящий момент T и делительный диаметр d:


Ft = (2 ⋅ T) / d



Fr = Ft ⋅ tan(α)


Где α — угол зацепления (20°).

Построив расчетные схемы валов (как балки на двух опорах) и приложив силы F_t и F_r в плоскостях зацепления, определяют опорные реакции и строят эпюры изгибающих моментов (M_изг) в вертикальной и горизонтальной плоскостях, а также эпюру крутящего момента (T).

Проверочный расчет на усталостную прочность

Проверочный расчет валов на усталость проводится в наиболее опасных сечениях, где напряжения максимальны и имеются концентраторы напряжений (галтели, шпоночные пазы).

Условие усталостной прочности проверяется по запасу прочности S:


S = min(Sσ, Sτ) ≥ [S]


Где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности (обычно 1,5…2,5). При правильно выполненном расчете вал должен выдержать заданный ресурс, но как избежать преждевременного разрушения вала в зоне шпоночного паза?

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (S_σ) и касательным напряжениям (S_τ) рассчитывается по формулам, учитывающим средние (σ_m, τ_m) и амплитудные (σ_a, τ_a) напряжения, а также эффективные коэффициенты концентрации напряжений (K_σ и K_τ).

Для наиболее опасного сечения (например, под тихоходным колесом на валу II, где M_изг.max и T_max):


Sσ = σ-1 / ( (Kσ ⋅ σa) / ψσ + σm )



Sτ = τ-1 / ( (Kτ ⋅ τa) / ψτ + τm )


• σ_-1, τ_-1 — предел выносливости материала при симметричном цикле.
• K_σ, K_τ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависящие от геометрии (шпонка, галтель) и материала.

Тщательный расчет K_σ, K_τ для сечения со шпоночным пазом (с учетом коэффициентов чувствительности материала к концентрации) позволяет точно оценить запас прочности и обеспечить долговечность вала. При правильно выбранных конструктивных размерах (галтели с радиусом r ≥ 0,1d) и материале (Сталь 45 или 40Х), запас прочности должен быть выше минимально допустимого [S] = 1,7.

Подбор подшипников качения и проверка долговечности

Подшипники качения подбираются по критерию динамической грузоподъемности C, исходя из требуемого срока службы L_h (в часах).

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Для подбора подшипника необходимо знать эквивалентную динамическую нагрузку P на опору. Она учитывает радиальную (R) и осевую (A) составляющие силы, а также ряд коэффициентов.


P = (X ⋅ V ⋅ R + Y ⋅ A) ⋅ KБ ⋅ KТ


Где:

• R и A — радиальная и осевая нагрузки (определяются из расчета опорных реакций вала).
• V — коэффициент вращения (V=1 для вращающегося внутреннего кольца, V=1,2 для вращающегося внешнего).
• K_Б — коэффициент безопасности (1,0…1,3, учитывает ударность).
• K_Т — температурный коэффициент (для нормальных условий K_Т=1).
• X и Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки (зависят от отношения A/R и типа подшипника).

Пример: На Вал I (быстроходный) действуют минимальные силы. Примем R_I = 1000 Н, A_I = 0 (для прямозубой передачи). X=1, Y=0.


PI = (1 ⋅ 1 ⋅ 1000 + 0) ⋅ 1,0 ⋅ 1,0 = 1000 Н


Расчет требуемой динамической грузоподъемности и выбор

Требуемая динамическая грузоподъемность C_тр определяется на основе заданной долговечности L_h (например, 25 000 часов) и частоты вращения n. Методика расчета соответствует ГОСТ 18855-2013.


Cтр = P ⋅ ³√( (Lh ⋅ 60 ⋅ n) / 106 )


Где p — показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).

Для Вала I: L_h = 25000 ч, n_I = 1460 об/мин, P_I = 1000 Н.


Cтр.I = 1000 ⋅ ³√( (25000 ⋅ 60 ⋅ 1460) / 106 ) ≈ 1000 ⋅ ³√2190 ≈ 1000 ⋅ 12,99 ≈ 12990 Н (12,99 кН)


По каталогу выбираем подшипник, внутренний диаметр которого соответствует диаметру посадочного места на валу (например, d_I = 25 мм) и чья номинальная динамическая грузоподъемность C превышает C_тр.I.

Выбор: Для вала диаметром 25 мм выбираем шариковый подшипник 205. Номинальная грузоподъемность C (по каталогу) обычно составляет 14-16 кН, что удовлетворяет требованию C > C_тр. Аналогичный расчет проводится для Вала II и Вала III, где нагрузки существенно выше, что требует подбора более крупных или конических роликовых подшипников.

Выбор и проверочный расчет соединительных муфт

Для компенсации технологических и монтажных несоосностей, а также для демпфирования ударных нагрузок, используются упругие соединительные муфты. Почему их нельзя игнорировать? Потому что муфты предотвращают передачу вибраций и осевых смещений, тем самым продлевая ресурс валов и подшипников.

Выбор муфты и расчетный момент

Для привода общего назначения выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП), стандартизированную по ГОСТ 21424.

Выбор муфты осуществляется по расчетному крутящему моменту T_p:


Tp = k ⋅ Tном


Где T_ном — номинальный крутящий момент на соединяемом валу, k — коэффициент динамичности (режима работы).

1. Муфта I (Двигатель — Редуктор):

Двигатель — асинхронный, нагрузка умеренная. Примем k = 1,3.
T_ном = T_дв = 49,0 Н·м.


Tp1 = 1,3 ⋅ 49,0 ≈ 63,7 Н·м


По каталогу МУВП выбирается муфта, чей номинальный крутящий момент T_ном.м больше или равен T_p1. Выбираем муфту с T_ном.м = 80 Н·м (например, МУВП-200).

2. Муфта II (Редуктор — Рабочая машина):

Нагрузка на выходе T_III = 651,6 Н·м. Если рабочая машина имеет умеренную ударную нагрузку, примем k = 1,5.


Tp2 = 1,5 ⋅ 651,6 ≈ 977,4 Н·м


Выбираем муфту с T_ном.м = 1000 Н·м (например, МУВП-630).

Проверочный расчет элементов муфты

Проверка МУВП включает расчет резиновых втулок на смятие (давление).

Условие прочности резиновых втулок на смятие (давление):


σсм = Fп / (dп ⋅ lвт) ≤ [σсм]


Где:

• F_п — сила, действующая на один палец. F_п = T_p / (z ⋅ R_п), где z — число пальцев, R_п — радиус окружности пальцев.
• d_п — диаметр пальца.
• l_вт — длина резиновой втулки.
• [σ_см] — допускаемое напряжение смятия для резины (2…4 Н/мм²).

Проверка показывает, что для стандартных муфт, подобранных по T_p, условие σ_см ≤ [σ_см] обычно выполняется с запасом.

Конструирование корпуса редуктора и разработка монтажной рамы

Корпус редуктора и монтажная рама обеспечивают пространственную жесткость, точность взаимного расположения осей и защиту механизма. Корпус, в частности, выполняет роль резервуара для смазки и теплоотводящего элемента.

Расчет основных конструктивных размеров корпуса

Корпус двухступенчатого редуктора выполняется разъемным, обычно из чугуна (СЧ 15 или СЧ 20), поскольку чугун обладает хорошими литейными свойствами и демпфирующей способностью.

Определение толщины стенок:

Толщина стенки корпуса (δ) ориентировочно определяется по вращающему моменту на тихоходном валу (T_III = 651,6 Н·м). Используем эмпирическую формулу:


δ ≈ 0,02 ⋅ TIII1/3 + 3 мм



δ ≈ 0,02 ⋅ 651,61/3 + 3 ≈ 0,02 ⋅ 8,67 + 3 ≈ 0,17 + 3 = 3,17 мм


Минимальная конструктивная толщина стенок для литых чугунных корпусов обычно принимается не менее 8-10 мм. Принимаем δ = 10 мм.

Толщина стенки крышки δ₁:


δ1 = (0,9...1,0) ⋅ δ


Принимаем δ₁ = 9 мм.

Проектирование корпуса также включает расчет посадочных мест под подшипники, установку крышек подшипников, устройство маслосборников и указателей уровня масла, а также расчет диаметра крепежных болтов. Диаметр болтов для крепления крышки корпуса d_кр выбирается по таблицам в зависимости от межосевого расстояния.

Проектирование рамы и обеспечение соосности

Для монтажа двигателя и редуктора используется сварная или литая монтажная рама.

Требования к раме:

1. Жесткость: Рама должна обладать высокой жесткостью, чтобы предотвратить деформации под действием веса агрегатов и реакций, что критически важно для сохранения соосности валов двигателя и редуктора. Любое смещение осей ведет к перегрузке муфт и преждевременному выходу из строя подшипников.
2. Виброизоляция: Рама должна демпфировать вибрации, передаваемые от двигателя и редуктора.
3. Технологичность: Конструкция рамы должна предусматривать возможность точной выверки соосности и надежного крепления агрегатов.

Конструктивное решение:

Чаще всего используется сварная рама из стандартных двутавровых балок или швеллеров. При проектировании рамы предусматриваются регулировочные элементы (например, прокладки под лапы двигателя и редуктора) для окончательной точной установки.

Выбор фундаментных болтов:

Диаметр фундаментных болтов (d_ф), крепящих редуктор к раме, выбирается по стандарту, исходя из диаметра болтов крышки редуктора.


dф ≈ 1,25 ⋅ dболта крышки


Если болты крышки редуктора имеют диаметр М12, то выбираем фундаментные болты диаметром М16 или М18.

Заключение и оформление конструкторской документации

В результате выполненного проектирования разработан двухступенчатый цилиндрический редуктор с механическим приводом, полностью удовлетворяющий заданным техническим условиям по мощности, частоте вращения и требуемому сроку службы.

Ключевые результаты проектирования:

Элемент	Параметр	Значение
Электродвигатель	Номинальная мощность Pдв	7,5 кВт
	Номинальная частота nдв	1460 об/мин
Редуктор	Общее передаточное число iред	14,6
	Межосевое расстояние aw1/aw2	100 мм / 160 мм
	Модуль m1/m2	2,5 мм / 4,0 мм
Материал	Зубчатые колеса	Сталь 40Х (Улучшение)
Долговечность	Подшипники Lh	25 000 часов

Все расчеты выполнены с опорой на общепринятые инженерные методики, справочные данные и действующие стандарты (ГОСТ 21354-87, ГОСТ 18855-2013, ГОСТ 21424). Оформление конструкторской документации (сборочный чертеж редуктора, деталировочные чертежи валов и зубчатых колес, спецификация) должно строго соответствовать требованиям ЕСКД (Единая система конструкторской документации), включая указание допусков, посадок, квалитетов точности и шероховатости поверхностей, что является финальным этапом инженерного проекта.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Москва : Академия, 2006.
2. Иванов М.Н. Детали машин. Москва : Высшая школа, 2000.
3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Москва : ООО ТИД «Альянс», 2005.
4. ГОСТ 21354-87 (СТ СЭВ 5744-86). Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. [Электронный ресурс]. URL: https://cntd.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
5. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности. [Электронный ресурс]. URL: https://razvitie-pu.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
6. Глава 5 Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную вынос. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
7. ИЗУЧЕНИЕ КОНСТРУКЦИЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ. [Электронный ресурс]. URL: https://osu.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
8. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ. [Электронный ресурс]. URL: https://osu.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
9. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА. [Электронный ресурс]. URL: https://pashinin.com (Дата обращения: 29.10.2025).
10. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСОВ РЕДУКТОРОВ — Курсовое проектирование деталей машин. [Электронный ресурс]. URL: https://studref.com (Дата обращения: 29.10.2025).
11. Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП). [Электронный ресурс]. URL: https://fif-group.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
12. Муфты упругие втулочно-пальцевые типа МУВП. [Электронный ресурс]. URL: https://web-mechanic.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
13. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ РЕДУКТОРОВ. [Электронный ресурс]. URL: https://pstu.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
14. Прочность и жесткость валов. Часть 3: Расчетные схемы валов. [Электронный ресурс]. URL: https://youtube.com (Дата обращения: 29.10.2025).
15. Прочность и жесткость валов. Часть 7. Расчет на жесткость выходного вала. [Электронный ресурс]. URL: https://youtube.com (Дата обращения: 29.10.2025).
16. Прочность и жесткость валов. Часть 8. Расчет на прочность промежуточного вала (КЦ-редуктор). [Электронный ресурс]. URL: https://youtube.com (Дата обращения: 29.10.2025).
17. Расчет (подбор) подшипников качения на долговечность. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
18. Расчет долговечности подшипника — FBJ Bearings. [Электронный ресурс]. URL: https://fbj-bearings.com (Дата обращения: 29.10.2025).
19. Расчет и подбор подшипников качения на заданный ресурс. [Электронный ресурс]. URL: https://k-a-t.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
20. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник. [Электронный ресурс]. URL: https://magazin-podshipnikov.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
21. Расчет зубьев цилиндрических передач на контактную прочность // reductory.ru. [Электронный ресурс]. URL: https://reductory.ru (Дата обращения: 29.10.2025).
22. Расчет цилиндрической прямозубой передачи на контактную прочность. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
23. Расчёт и выбор муфт. Муфта привода рабочих механизмов. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
24. Расчет валов и осей. [Электронный ресурс]. URL: https://youtube.com (Дата обращения: 29.10.2025).
25. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
26. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
27. Кинематический расчет привода. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
28. Энерго-кинематический расчет привода. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
29. Кинематический расчет привода. [Электронный ресурс]. URL: https://youtube.com (Дата обращения: 29.10.2025).
30. Расчет упругих втулочно-пальцевых муфт (МУВП). [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
31. Проектирование корпуса редуктора. [Электронный ресурс]. URL: https://studfile.net (Дата обращения: 29.10.2025).
32. Корпуса цилиндрических редукторов. [Электронный ресурс]. URL: https://reductory.ru (Дата обращения: 29.10.2025).