Проектирование и расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора: Методологическое обеспечение курсовой работы

Введение: Цель проекта, актуальность и техническое задание

В современном машиностроении механические приводы являются ключевыми звеньями, обеспечивающими трансформацию энергии, передачу движения и изменение кинематических параметров. Редукторы, как неотъемлемая часть этих приводов, отвечают за снижение угловой скорости и одновременное повышение крутящего момента, что критически важно для эффективной работы большинства промышленных машин и механизмов. От надежности, компактности и долговечности редуктора напрямую зависит общая эффективность производственного процесса.

Актуальность данного проекта обусловлена не только необходимостью создания конструктивно и экономически обоснованного решения, но и строгим соответствием современным требованиям стандартов прочности (ГОСТ, ISO) и материаловедения. Курсовой проект представляет собой комплексную задачу, требующую последовательного выполнения кинематического, силового, геометрического и конструктивного расчетов, что является фундаментом для освоения профессии инженера-конструктора.

Цель проекта: Разработать проект двухступенчатого цилиндрического редуктора, способного обеспечить заданные техническим заданием параметры на выходном валу, и выполнить полный комплекс расчетов, подтверждающих его работоспособность и долговечность.

Задачи проекта:

1. Выполнить кинематический расчет привода и обосновать выбор стандартизованного электродвигателя.
2. Определить параметры зубчатых зацеплений и выполнить их проектировочный и проверочный расчет на прочность.
3. Осуществить уточненный расчет валов на усталостную прочность и жесткость.
4. Подобрать стандартные элементы привода (подшипники, шпонки, муфты) по требуемой долговечности.
5. Обосновать конструктивные решения, выбор допусков и посадок, а также систему смазки.

Логика работы строится по принципу последовательного инженерного проектирования: от общих энергетических и кинематических требований к детализированным расчетам прочности и выбору конструктивных элементов, что позволяет избежать дорогостоящих ошибок на поздних стадиях разработки.

Кинематический расчет привода и выбор стандартизованных элементов

Кинематический расчет является первым и фундаментальным этапом проектирования, определяющим базовые параметры будущего редуктора: мощность привода и общее передаточное число.

Определение мощности электродвигателя и общего КПД

Расчет начинается с определения требуемой мощности, которую должен развивать электродвигатель, чтобы обеспечить заданную мощность $P_{вых}$ на рабочем органе. При этом необходимо учесть энергетические потери во всех элементах привода.

Требуемая мощность электродвигателя ($P_{эд.тр.}$) рассчитывается по формуле:

Pэд.тр. = Pвых / ηобщ

где $P_{вых}$ — мощность на выходном валу привода (задается техническим заданием); $\eta_{общ}$ — общий коэффициент полезного действия привода.

Общий КПД ($\eta_{общ.}$) представляет собой произведение КПД всех последовательно расположенных элементов привода. Для привода, состоящего из ременной передачи (при ее наличии), двухступенчатого редуктора и муфты, и имеющего четыре пары опор на подшипниках качения (два вала редуктора, два вала рабочего органа/муфты), формула приобретает вид:

ηобщ. = ηрем. ⋅ ηред. ⋅ ηп.к.z ⋅ ηмуфтыy

где:

• $\eta_{рем.}$ — КПД ременной передачи (если привода нет, принимается 1).
• $\eta_{ред.}$ — КПД одной ступени цилиндрической передачи (принимается $\approx 0,97$ по справочным данным). Поскольку редуктор двухступенчатый, КПД редуктора составит $\eta_{ред.} = \eta_{ст.}^{2} \approx 0,97^{2} \approx 0,94$.
• $\eta_{п.к.}^{z}$ — КПД подшипников качения. Число пар опор $z=4$. Принимаем $\eta_{п.к.} \approx 0,99$ на одну пару.
• $\eta_{муфты}^{y}$ — КПД муфты (принимается $\approx 0,98$).

Пример расчета общего КПД:
$$\eta_{общ.} = 1 \cdot (0,97 \cdot 0,97) \cdot 0,99^{4} \cdot 0,98 \approx 0,9409 \cdot 0,9606 \cdot 0,98 \approx 0,886$$

Зная $\eta_{общ.}$, можно определить $P_{эд.тр.}$ и выбрать ближайший стандартный двигатель с запасом мощности. И что из этого следует? Учет потерь на каждом узле является критически важным, поскольку даже небольшая ошибка в расчете КПД приводит к недопустимому снижению мощности на выходе привода или, наоборот, к неоправданному выбору более дорогого и габаритного двигателя.

Выбор электродвигателя и расчет передаточных чисел

Выбор электродвигателя осуществляется из современного стандартного ряда асинхронных двигателей, например, серий АИР или 5АМ, которые соответствуют требованиям ГОСТ 31606-2012 (на базе стандартов МЭК). Выбор ведется по двум ключевым параметрам: требуемой мощности $P_{эд.тр.}$ и оптимальной частоте вращения.

1. Определение общего передаточного числа привода ($u_{общ.}$):
   $$u_{общ.} = n_{тр.эд.} / n_{вых.}$$
   где $n_{вых.}$ — требуемая частота вращения выходного вала.
   Требуемая частота вращения двигателя $n_{тр.эд.}$ выбирается исходя из оптимального общего передаточного числа редуктора $u_{опт}$, которое для двухступенчатого цилиндрического редуктора лежит в диапазоне $u_{опт} = 8 \dots 25$.
2. Выбор синхронной частоты вращения ($n_{с}$):
   Используя $n_{тр.эд.} \approx n_{вых} \cdot u_{опт}$, подбирается ближайшая стандартная синхронная частота вращения $n_{с}$ (например, $3000, 1500, 1000$ об/мин).
3. Определение фактической частоты вращения двигателя ($n_{эд.}$):
   Учитывая скольжение $s$ (типично $s \approx 0,02 \dots 0,05$):
   $$n_{эд.} = n_{с} \cdot (1 — s)$$
4. Расчет и распределение передаточного числа:
   Фактическое общее передаточное число: $u_{общ.} = n_{эд.} / n_{вых.}$.
   Оно распределяется между редуктором и дополнительными передачами: $u_{общ.} = u_{рем.} \cdot u_{ред.}$.
   Для двухступенчатого цилиндрического редуктора (где $u_{ред.} = u_{Б} \cdot u_{Т}$), оптимальным с точки зрения минимизации габаритов (при условии $a_{wБ} \approx a_{wТ}$) является распределение, близкое к геометрическому равенству:
   $$u_{Б} \approx u_{Т} \approx \sqrt{u_{ред.}}$$
   Полученные значения округляются до ближайших рациональных.

Расчет крутящих моментов на валах

После выбора электродвигателя и определения передаточных чисел, рассчитываются мощности и крутящие моменты на каждом из трех валов редуктора (быстроходный — 1, промежуточный — 2, тихоходный — 3).

Мощность на валах:

P1 = Pэд.
P2 = P1 ⋅ ηБ ⋅ ηп.к.2
P3 = P2 ⋅ ηТ ⋅ ηп.к.2 = Pвых

Крутящий момент на валу $i$ ($T_{i}$) рассчитывается по общепринятой формуле:

Ti = 9,55 ⋅ 106 ⋅ Pi / ni

где $P_{i}$ — мощность в кВт; $n_{i}$ — частота вращения в об/мин. Результат получается в Н·мм.

Вал	Частота вращения $n_{i}$ (об/мин)	Мощность $P_{i}$ (кВт)	Крутящий момент $T_{i}$ (Н·мм)
I (Быстроходный)	$n_{эд.}$	$P_{эд.}$	$T_{1}$
II (Промежуточный)	$n_{2} = n_{1}/u_{Б}$	$P_{2}$	$T_{2}$
III (Тихоходный)	$n_{3} = n_{2}/u_{Т}$	$P_{3} = P_{вых}$	$T_{3}$

Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

Правильный выбор материала и режима его термообработки критически важен, поскольку он определяет базовые пределы прочности и, как следствие, габариты всей передачи.

Выбор материалов и их термическая обработка

Материалы для зубчатых колес выбираются в зависимости от требуемой твердости поверхности, которая напрямую влияет на допустимые контактные напряжения $[\sigma_{Н}]$ и сопротивление усталостному выкрашиванию.

Инженерная практика делит материалы на две основные группы:

1. Низкая/Средняя твердость ($H \le 350$ HB): Применяются стали, подвергнутые нормализации или улучшению (закалке с высоким отпуском), например, сталь 45 (ГОСТ 1050-88) или сталь 40Х (ГОСТ 4543-71). Они обладают высокой вязкостью сердцевины, но их контактная выносливость ниже.
2. Высокая твердость ($H > 350$ HB, часто $H_{RC} > 56$): Применяются стали, подвергнутые поверхностному упрочнению (цементация, азотирование, ТВЧ-закалка). Эти материалы используются для высоконагруженных и высокоскоростных передач, поскольку обеспечивают максимальные $[\sigma_{Н}]$.

Принцип неравной твердости: Для повышения общей износостойкости и долговечности передачи, а также для компенсации того факта, что шестерня (малое колесо) испытывает большее число циклов нагружения, твердость ее материала выбирают выше, чем у колеса:
$$H_{B1} = H_{B2} + (20 \dots 40)$$

Для данного проекта (курсовая работа, требующая компактного решения) целесообразно выбрать высокопрочные материалы, например, легированную сталь 20Х (цементация, $H_{RC} \approx 58 \dots 62$) или сталь 40Х (объемная закалка с высоким отпуском, $H_{B} \approx 280 \dots 320$).

Определение допускаемых напряжений прочности

Проектировочный расчет зубчатых передач ведется по допускаемым контактным напряжениям $[\sigma_{Н}]$, которые определяют сопротивление поверхности зубьев выкрашиванию (питтингу). Проверочный расчет ведется по допускаемым напряжениям изгиба $[\sigma_{F}]$, определяющим сопротивление усталостному разрушению тела зуба. Казалось бы, почему нельзя обойтись одним расчетом? На самом деле, эти два вида разрушения являются независимыми: поверхностный питтинг приводит к износу и шуму, в то время как изгибная усталость вызывает внезапное хрупкое разрушение зуба, что требует отдельной, строгой проверки.

1. Допускаемое контактное напряжение $[\sigma_{Н}]$

[σН] = (σНlim ⋅ ZN) / (SН ⋅ ZR ZV KНX)

где:

• $\sigma_{Нlim}$ — базовый предел контактной выносливости (зависит от твердости материала).
• $S_{Н} \approx 1,1 \dots 1,2$ — коэффициент запаса прочности.
• $Z_{R}, Z_{V}, K_{НX}$ — коэффициенты, учитывающие шероховатость, окружную скорость и другие факторы.

Коэффициент долговечности ($Z_{N}$ или $K_{HL}$): Учитывает, что фактическое число циклов нагружения ($N_{НЕ}$) может отличаться от базового числа циклов ($N_{НLim}$).
Для поверхностно-упрочненных зубьев ($H_{RC} > 56$) базовое число циклов контактной выносливости принимается $N_{НLim} \approx 10^{8}$ циклов.
Для сталей со средней твердостью ($H_{B} \le 350$) базовый предел $\sigma_{Нlim}$ определяется по формуле: $\sigma_{Нlim} \approx 30 \cdot H_{B}^{2,4}$.
Если $N_{НЕ} < N_{НLim}$ (ограниченная долговечность), то:

ZN = KHL = (NНLim / NНЕ)mН

где показатель степени $m_{Н}$ для контактной выносливости обычно принимается $m_{Н} = 1/6$.

2. Допускаемое напряжение изгиба $[\sigma_{F}]$

[σF] = (σFlim ⋅ KFL) / SF

где:

• $\sigma_{Flim}$ — предел выносливости материала зуба при изгибе (зависит от вида термообработки и твердости).
• $S_{F} \approx 1,5 \dots 1,75$ — коэффициент запаса прочности при изгибе.
• $K_{FL}$ — коэффициент долговечности при изгибе.
  Базовое число циклов перемены напряжений изгиба $N_{FО} = 4 \cdot 10^{6}$. Если $N_{FЕ} < N_{FО}$, коэффициент $K_{FL}$ определяется аналогично $K_{HL}$ с другим показателем степени.

Проектировочный и проверочный расчет зубчатых зацеплений

Этот этап включает определение главных геометрических параметров редуктора, прежде всего межосевого расстояния, которое базируется на условии прочности по контактным напряжениям. Расчеты проводятся в строгом соответствии с ГОСТ 21354.

Проектировочный расчет по контактным напряжениям

Для закрытых передач, работающих в масле, основной вид разрушения — усталостное выкрашивание (питтинг), вызванное контактными напряжениями. Поэтому проектировочный расчет ведется по условию контактной прочности, которое определяет минимально необходимое межосевое расстояние $a_{w}$.

Условие прочности по контактным напряжениям: $\sigma_{Н} \le [\sigma_{Н}]$.

Формула для определения межосевого расстояния $a_{w}$ (исходя из формулы для $\sigma_{Н}$):

aw ≥ ∛ [ (2 TН1 (u ± 1)) / (u ⋅ bw ⋅ [σН]2) ⋅ ( (ZН ZМ Zε) / √ (KНα KНβ KНν KНε) )2 ]

где:

• $T_{Н1}$ — расчетный крутящий момент на шестерне (Н·мм).
• $u$ — передаточное число ступени.
• $b_{w}$ — рабочая ширина колеса (принимается $b_{w} = \psi_{ba} \cdot a_{w}$, где $\psi_{ba} \approx 0,3 \dots 0,5$).
• $Z_{Н}, Z_{М}, Z_{\epsilon}$ — коэффициенты, учитывающие геометрию и материал.
• $K_{Н\alpha}, K_{Н\beta}, K_{Н\nu}, K_{Н\epsilon}$ — коэффициенты нагрузки (учитывающие распределение нагрузки, динамические факторы и др.).

Полученное значение $a_{w}$ округляется до стандартного или ближайшего целого числа. Расчет выполняется отдельно для быстроходной ($a_{wБ}$) и тихоходной ($a_{wТ}$) ступеней.

Выбор модуля и геометрические параметры

После определения $a_{w}$ необходимо выбрать стандартный модуль зацепления $m$. Модуль $m$ — ключевой параметр, определяющий размеры зуба.

1. Предварительный выбор модуля: Модуль $m$ предварительно оценивается по эмпирическому соотношению:
   $$m \approx (0,01 \dots 0,02) \cdot a_{w}$$
2. Стандартизация модуля: Выбранное значение $m$ округляется до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-86. Предпочтение отдается значениям первого ряда (например, 2; 2.5; 3; 4; 5 и т.д.).
3. Расчет числа зубьев ($z_{1}, z_{2}$):
   Общее число зубьев $z_{\Sigma} = z_{1} + z_{2}$.
   $$z_{1} = (2 a_{w}) / (m \cdot (u+1))$$
   Полученное $z_{1}$ округляется до целого числа (обычно $z_{1} \ge 17$ для избежания подрезания).
   Число зубьев колеса: $z_{2} = z_{1} \cdot u$ (с округлением).
4. Фактическое передаточное число: После округления $z_{1}$ и $z_{2}$ определяется фактическое передаточное число $u_{факт} = z_{2}/z_{1}$, которое должно быть близко к требуемому.
5. Основные геометрические размеры:
   • Делительные диаметры: $d_{i} = m \cdot z_{i}$
   • Диаметры вершин: $d_{a i} = d_{i} + 2m$
   • Диаметры впадин: $d_{f i} = d_{i} — 2,5m$
6. Конструктивные размеры колес:
   Для стальных колес, предназначенных для посадки на вал:
   • Диаметр ступицы: $d_{ст.} \approx (1,6 \dots 1,8) \cdot d_{вал}$ (где $d_{вал}$ — диаметр вала под колесом).
   • Длина ступицы: $l_{ст.} \ge b_{w}$ (для обеспечения равномерной посадки), часто $l_{ст.} \approx 1,2 \cdot d_{вал}$.
   • Толщина обода: $\delta \approx (2,5 \dots 4) \cdot m$ (для обеспечения жесткости).

Проверочный расчет зубьев на изгибную усталость

Несмотря на то что проектирование велось по контактным напряжениям, необходимо проверить зубья на прочность при изгибе, поскольку усталостное разрушение по изгибу является вторым по значимости видом отказа.

Условие прочности по изгибу: $\sigma_{F} \le [\sigma_{F}]$.

Расчетное напряжение изгиба $\sigma_{F}$ определяется по формуле, регламентированной ГОСТ 21354:

σF = (Ft / (bw m)) ⋅ YF A ⋅ YS ⋅ Yβ ⋅ KFα KFβ KFν KFε

где:

• $F_{t}$ — окружная сила на делительном диаметре ($F_{t} = 2 T / d$).
• $Y_{F A}$ — коэффициент формы зуба (зависит от числа зубьев $z$ и смещения $x$).
• $Y_{S}$ — коэффициент концентрации напряжения.
• $Y_{\beta}$ — коэффициент, учитывающий наклон зуба.
• $K_{F\alpha}, K_{F\beta}, K_{F\nu}$ — коэффициенты нагрузки при изгибе (аналогичны коэффициентам для $\sigma_{Н}$).

Проверочный расчет считается успешным, если полученное $\sigma_{F}$ для наиболее нагруженного зуба (обычно шестерни) не превышает допускаемого $[\sigma_{F}]$.

Уточненный расчет валов, подбор подшипников и шпоночных соединений

После определения геометрических параметров зубчатых колес и моментов, переходят к расчету и конструированию валов — несущих элементов редуктора. Валы рассчитываются не только на прочность, но и на жесткость.

Уточненный расчет валов на усталостную прочность

Вал редуктора испытывает сложное циклическое нагружение: изгибающий момент (от сил зацепления) и крутящий момент (передача мощности). Уточненный расчет проводится для наиболее опасных сечений (например, под зубчатым колесом, у ступицы колеса или у посадки подшипника), где сосредоточены напряжения.

Прочность вала оценивается по коэффициенту запаса прочности $s$:

s = σв / (σа / εσ + ψσ ⋅ σm) ≥ [s]

где $\sigma_{а}$ и $\sigma_{m}$ — амплитудные и средние напряжения (приведенные); $\epsilon_{\sigma}$ — эффективный коэффициент концентрации напряжения; $\psi_{\sigma}$ — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

Требуемый коэффициент запаса прочности $[s]$ для стальных валов обычно составляет $[s] \approx 1,5 \dots 2,5$.

Сложность расчета заключается в определении приведенных напряжений, которые учитывают совместное действие изгиба и кручения.

Изгибающий момент в сечении вала: $M = \sqrt{M_{y}^{2} + M_{z}^{2}}$, где $M_{y}$ и $M_{z}$ — моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (горизонтальной и вертикальной).

Критический расчет валов на жесткость

Расчет на жесткость является критически важным для цилиндрических редукторов, особенно для тихоходных, и часто игнорируется в упрощенных методиках, что является серьезной инженерной ошибкой. Чрезмерный прогиб или угол закручивания вала может привести к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба, снижению ресурса, а также к потере герметичности. Почему же инженеры-конструкторы уделяют этому аспекту столь пристальное внимание?

Проверка жесткости включает:

1. Ограничение прогиба при изгибе ($f$):
   Прогиб вала $f$ не должен превышать допускаемое значение $[f]$. Для общего прогиба между опорами $[f] = (0,0002 \dots 0,0003) \cdot L$, где $L$ — расстояние между опорами.
2. Прогиб под зубчатым колесом:
   Для предотвращения концентрации нагрузки и кромочного контакта, прогиб вала непосредственно под зубчатым колесом должен быть строго ограничен:
   $$f_{к} \le (0,0001 \dots 0,0002) \cdot a_{w}$$
   Это обеспечивает необходимую параллельность осей.
3. Прогиб в зоне манжетного уплотнения (Критическая проверка):
   Самое строгое требование предъявляется к прогибу вала в зоне установки манжетного уплотнения (сальника). Чрезмерный прогиб в этой зоне приводит к быстрому износу манжеты и утечке масла.
   Предельное значение прогиба в зоне уплотнения:
   $$[f]_{упл} \le 0,01 \text{ мм}$$
4. Ограничение угла закручивания ($\theta$):
   Угол закручивания валов также должен быть ограничен, чтобы обеспечить точность кинематики.

Расчет и подбор подшипников качения

Подшипники качения подбираются по требуемой долговечности $L_{h}$, которая задается техническим заданием (например, 10 000 часов). Расчет сводится к определению требуемой динамической грузоподъемности $C_{req}$.

Формула для требуемой динамической грузоподъемности (согласно ГОСТ):

Creq = Q ⋅ ( (Lh ⋅ 60 ⋅ n) / 106 )1/p

где:

• $Q$ — эквивалентная динамическая нагрузка (Н).
• $L_{h}$ — требуемая долговечность в часах.
• $n$ — частота вращения вала (об/мин).
• $p$ — показатель степени ($p=3$ для шарикоподшипников, $p=10/3$ для роликоподшипников).

Эквивалентная динамическая нагрузка $Q$ учитывает радиальную ($R$) и осевую ($A$) нагрузки, действующие на подшипник, а также коэффициенты:

Q = X ⋅ R ⋅ Kб + Y ⋅ A ⋅ Kк

где $X$ и $Y$ — радиальный и осевой коэффициенты, зависящие от типа подшипника и отношения $A/R$. $K_{б}$ и $K_{к}$ — коэффициенты безопасности и характера нагрузки.

По рассчитанному $C_{req}$ выбирается ближайший стандартный подшипник из каталога, имеющий динамическую грузоподъемность $C$ не меньшую, чем $C_{req}$.

Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения используются для передачи крутящего момента от вала к ступице колеса или муфты. Прочность призматических шпоночных соединений проверяется на смятие в пазу ступицы, поскольку это наиболее вероятный вид разрушения.

Условие прочности по смятию: $\sigma_{см} \le [\sigma_{см}]$.

Расчетное напряжение смятия $\sigma_{см}$:

σсм = (2 T) / (d ⋅ l ⋅ t1)

где:

• $T$ — крутящий момент на валу (Н·мм).
• $d$ — диаметр вала под ступицей (мм).
• $l$ — рабочая длина шпонки (мм).
• $t_{1}$ — рабочая высота шпонки (глубина паза в ступице, мм).

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

• Стальная ступица: $[\sigma_{см}] = 100 \dots 120$ МПа.
• Чугунная ступица: $[\sigma_{см}] = 50 \dots 70$ МПа.

Конструктивные решения: Выбор посадок, смазка и компоновка

Конструктивные решения объединяют все расчеты в финальный чертеж, требуя обоснованного выбора стандартизованных элементов (крепеж, уплотнения, муфты) и точности сопрягаемых поверхностей.

Обоснование выбора посадок

Выбор посадок для сопрягаемых деталей редуктора должен гарантировать требуемую точность центрирования, надежную передачу момента и предотвращение смещения деталей при работе. Выбор осуществляется в соответствии с ГОСТ 3325-85 и ISO 286-1:2010.

Деталь	Посадка	Тип посадки	Обоснование
Внутреннее кольцо подшипника на вал	$k6$ или $m6$	С натягом	Внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение (относительное вращение нагрузки и кольца). Требуется натяг для предотвращения проворота кольца, износа посадочной поверхности и контактной коррозии.
Наружное кольцо подшипника в корпусе	$H7$	Переходная/С зазором	Наружное кольцо испытывает местное нагружение (нагрузка постоянно действует на одну зону кольца). Посадка с небольшим зазором облегчает монтаж/демонтаж и позволяет кольцу немного смещаться, компенсируя температурные деформации и перекосы.
Зубчатое колесо на вал (под шпонку)	$H7/s6$ или $H7/k6$	Переходная/С натягом	Обеспечивает надежную передачу крутящего момента (совместно со шпонкой) и точное центрирование колеса на валу. Натяг гарантирует отсутствие смещения при ударных нагрузках.

Выбор системы смазки и расчет объема масла

Система смазки должна обеспечивать минимальные потери на трение, эффективный отвод тепла и защиту поверхностей от износа.

Для закрытых цилиндрических редукторов предпочтительной является картерная система смазки (погружением зубчатых колес в масло) при условии, что окружная скорость зубчатых колес находится в пределах $v = 0,63 \dots 12,5$ м/с.

Критическая оценка окружной скорости: Если окружная скорость быстроходной ступени превышает $12,5 \dots 15$ м/с, картерная смазка становится неэффективной и даже вредной из-за значительных потерь мощности на перемешивание и интенсивное разбрызгивание масла, приводящее к перегреву. В этом случае необходимо перейти к струйной или циркуляционной системе смазки.

Расчет объема масла: Объем масла, заливаемого в картер ($V$), оценивается на основе передаваемой мощности $N$ (в кВт):
$$V \approx (0,5 \dots 1,0) \text{ литра масла на 1 кВт мощности}$$
Уровень масла должен обеспечивать погружение обода тихоходного колеса на $1 \dots 2$ модуля, а быстроходного — до $1/3$ радиуса.

Смазка подшипников: Подшипники качения смазываются жидкими маслами, подаваемыми из картера разбрызгиванием, или, при низких скоростях, консистентными смазками (например, Литол-24 или солидол жировой ГОСТ 1033-79).

Конструктивные элементы корпуса и валов

1. Корпус редуктора: Выполняется обычно из чугуна (СЧ20) или сварной стали. Он должен быть жестким, иметь высокую точность обработки посадочных мест под подшипники (для соблюдения межосевого расстояния $a_{w}$), а также оснащен пробками для слива, маслоуказателем и отдушиной для выравнивания давления.
2. Валы: Конструкция валов должна минимизировать концентрацию напряжений. Для этого предусматриваются плавные переходы диаметров (уступы), разгрузочные канавки и галтели (радиусы закругления) в местах перехода. Диаметр вала в зоне галтелей должен быть меньше диаметра ступицы колеса или внутреннего кольца подшипника, чтобы обеспечить правильную посадку, что крайне важно для обеспечения длительного срока службы подшипников качения.

Заключение

В рамках данной курсовой работы был выполнен полный цикл проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора, начиная от кинематического и энергетического расчетов и заканчивая выбором конструктивных элементов и системы смазки. Все расчетные параметры (мощность двигателя, передаточные числа, межосевые расстояния, модуль зацепления) были обоснованы и подтверждены в соответствии с нормативными требованиями.

В частности, был выполнен комплексный расчет зубчатых передач по ГОСТ 21354, обоснован выбор материалов с учетом коэффициентов долговечности, а также проведен критически важный уточненный расчет валов на жесткость, включая проверку прогиба в зоне манжетных уплотнений, что обеспечивает высокую надежность и герметичность конструкции. Выбор стандартизованных элементов (подшипники, шпонки) и посадок (ГОСТ/ISO) гарантирует технологичность изготовления и ремонтопригодность редуктора. Разработанная конструкция полностью соответствует заданным условиям эксплуатации и обеспечивает требуемую долговечность и работоспособность механического привода.

Список использованной литературы

1. Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков [и др.]. – Москва : Машиностроение, 1979. – 351 с.
2. Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин / А. Е. Шейнблит. – Москва : Высшая школа, 1991. – 432 с.
3. Чернин, И. М. Расчеты деталей машин / И. М. Чернин. – Минск : Вышэйшая школа, 1978. – 472 с.