Методология проектирования и подробный расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора (Курсовой проект по деталям машин)

Введение: Цели проекта, исходные данные и структура расчетно-пояснительной записки

В современном машиностроении редуктор является одним из наиболее распространенных и критически важных компонентов привода, обеспечивающим согласование высоких скоростей вращения и низких крутящих моментов первичных двигателей с требуемыми параметрами исполнительных механизмов. Разработка и проектирование редукторов требуют не только глубокого понимания механики и сопротивления материалов, но и строгого следования нормативно-технической документации (ГОСТ, ISO), гарантирующей надежность и долговечность конструкции. Этот факт определяет, почему точность на стадии проектирования с лихвой окупается сокращением эксплуатационных расходов.

Целью данного курсового проекта является выполнение полного расчетно-конструкторского анализа двухступенчатого цилиндрического редуктора, основанного на заданных исходных параметрах.

Исходные данные для проектирования:

Параметр	Обозначение	Ед. измерения	Примечание
Мощность на выходном валу	$P$вых	кВт	Заданная полезная мощность.
Частота вращения входного вала	$n$1	об/мин	Параметр двигателя.
Общее передаточное отношение	$U$общ	—	Требуемое снижение скорости.
Ресурс работы	$L$h	час	Требуемая долговечность.
Режим нагрузки	—	—	Спокойный, умеренные толчки и т.д.

Расчетно-пояснительная записка структурирована в соответствии со стандартными инженерными требованиями и включает следующие ключевые разделы: кинематический и энергетический расчет, проектирование зубчатых колес по критериям прочности, расчет и конструирование валов, а также выбор и проверка подшипников качения. Такая последовательность обеспечивает методологически корректный переход от общих требований к конкретным конструктивным решениям, что минимизирует риск проектных ошибок.

Кинематический и энергетический расчет привода

Кинематический расчет — это первый и основополагающий этап проектирования, определяющий мощностные характеристики и скоростные режимы работы всех звеньев привода. Он позволяет установить, какая мощность требуется от двигателя и как должны быть распределены крутящие моменты по валам редуктора.

Определение мощности привода и общего КПД

Для обеспечения требуемой мощности на выходном валу $P_{\text{вых}}$, двигатель должен обладать большей мощностью $P_{\text{дв}}$, чтобы компенсировать потери энергии, возникающие во всех элементах привода. Эти потери учитываются через общий коэффициент полезного действия $\eta_{\text{общ}}$.

Требуемая мощность двигателя определяется по формуле:

$$P_{\text{дв}} = P_{\text{вых}} / \eta_{\text{общ}}$$

Общий КПД привода $\eta_{\text{общ}}$ является произведением КПД всех последовательно соединенных элементов — соединительных муфт ($\eta_{\text{м}}$), редуктора ($\eta_{\text{ред}}$), открытых передач (если имеются) и т. д.

Расчет КПД редуктора

Поскольку наш редуктор двухступенчатый цилиндрический, его КПД $\eta_{\text{ред}}$ складывается из потерь в двух зубчатых зацеплениях и потерь в шести подшипниках качения (по две опоры на каждый из трех валов).

$$\eta_{\text{ред}} = \eta_{\text{зц}}^{\Sigma k} \cdot \eta_{\text{оп}}^{\Sigma k}$$

Где:

• $\eta_{\text{зц}}$ — КПД одной цилиндрической зубчатой пары.
• $\Sigma k$ — число пар зацеплений (в двухступенчатом редукторе $\Sigma k = 2$).
• $\eta_{\text{оп}}$ — КПД одной пары подшипников качения.
• $\Sigma k$ — число пар опор валов (в двухступенчатом редукторе $\Sigma k = 3$).

Типовые значения КПД:

Элемент	Типовое значение КПД ($\eta$)	Примечание
Цилиндрическая эвольвентная пара ($\eta_{\text{зц}}$)	$0,985 \dots 0,99$	Зависит от точности изготовления и смазки.
Пара шариковых подшипников качения ($\eta_{\text{оп}}$)	$0,995$	При нормальных условиях эксплуатации.
Пара роликовых подшипников качения ($\eta_{\text{оп}}$)	$0,99$	При нормальных условиях эксплуатации.

Принимая $\eta_{\text{зц}} = 0,985$ и используя шариковые подшипники ($\eta_{\text{оп}} = 0,995$), рассчитаем КПД редуктора:

$$\eta_{\text{ред}} = 0,985^2 \cdot 0,995^3 \approx 0,9702 \cdot 0,9851 \approx 0,956$$

Если $\eta_{\text{м}}$ (КПД муфты) принят $0,99$, то общий КПД привода $\eta_{\text{общ}} \approx 0,956 \cdot 0,99 \approx 0,946$. Зная $P_{\text{вых}}$, можно вычислить $P_{\text{дв}}$.

Распределение передаточных чисел и расчет крутящих моментов

Общее передаточное отношение $U_{\text{общ}}$ должно быть распределено между быстроходной ($U_{\text{б}}$) и тихоходной ($U_{\text{т}}$) ступенями. Основное условие:

$$U_{\text{общ}} = U_{\text{б}} \cdot U_{\text{т}}$$

Для достижения минимальных габаритов, массы и, как следствие, минимальной стоимости редуктора, рекомендуется стремиться к равенству нагрузок, а следовательно, к равенству размеров ступеней. На практике это достигается при условии, что передаточные числа ступеней близки:

$$0,8 \le U_{\text{б}} / U_{\text{т}} \le 1,25$$

Обычно принимается $U_{\text{б}} \approx U_{\text{т}} \approx \sqrt{U_{\text{общ}}}$. После округления до стандартных или удобных чисел, проверяется фактическое $U_{\text{общ}}$.

Расчет частот вращения и крутящих моментов

После определения $U_{\text{б}}$ и $U_{\text{т}}$, частоты вращения промежуточного вала $n_{2}$ и выходного вала $n_{3}$ определяются последовательно:

$$n_{2} = n_{1} / U_{\text{б}}$$
$$n_{3} = n_{2} / U_{\text{т}} = n_{1} / U_{\text{общ}}$$

Крутящий момент $T_{\text{i}}$ на каждом валу (в Н·мм) рассчитывается на основании мощности $P_{\text{i}}$ (в кВт) и частоты вращения $n_{\text{i}}$ (в об/мин), с учетом потерь:

$$T_{\text{i}} = \frac{9,55 \cdot 10^6 \cdot P_{\text{i}}}{n_{\text{i}}}$$

Где $P_{\text{1}} = P_{\text{дв}} \cdot \eta_{\text{м}}$; $P_{\text{2}} = P_{\text{1}} \cdot \eta_{\text{зц.б}} \cdot \eta_{\text{оп.б}}$; $P_{\text{3}} = P_{\text{2}} \cdot \eta_{\text{зц.т}} \cdot \eta_{\text{оп.т}} = P_{\text{вых}}$.

Крутящие моменты возрастают от быстроходного вала к тихоходному, что является характерной особенностью редуктора. Неужели это не лучшее доказательство того, что эффективность передачи энергии обратно пропорциональна скорости вращения?

Проектировочный расчет зубчатых колес на контактную и изгибную прочность (ГОСТ 21354-87)

Проектирование зубчатых колес является центральной задачей, определяющей долговечность и габариты редуктора. В соответствии с требованиями отечественного машиностроения, расчеты выполняются согласно ГОСТ 21354-87 (Цилиндрические зубчатые колеса эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность).

Критерии работоспособности цилиндрических передач:

1. Контактная прочность (усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев). Это — основной критерий для твердых колес с $H > 350$ HB, поскольку их разрушение происходит именно из-за деградации поверхности.
2. Прочность при изгибе (усталостный излом зуба). Критичен для мягких колес с $H \le 350$ HB, так как при недостаточной твердости тело зуба склонно к усталостным трещинам.

Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

Выбор материала определяется требуемой нагрузкой, режимом работы и, главное, твердостью поверхностного слоя. Правильное сочетание материалов ступеней критично для обеспечения равномерного износа.

Ступень	Материал	Термообработка	Твердость	Примечание
Быстроходная (шестерня)	Сталь 20ХГМ	Цементация/Нитроцементация	$H \approx 56 \dots 63$ HRC	Высокая твердость, прочность на износ и выкрашивание.
Тихоходная (колесо)	Сталь 40Х	Улучшение	$H \le 350$ HB	Меньшие требования к прочности.

Расчет предела контактной выносливости ($\sigma_{\text{Hlim}}$)

Предел выносливости зависит от твердости материала и вида термообработки.

1. Для колес с объемным упрочнением (Улучшение, $H \le 350$ HB):
   $$\sigma_{\text{Hlim}} \approx (2 \cdot \text{HB} + 70) \text{ МПа}$$
2. Для колес с поверхностным упрочнением (Цементация, $H > 56$ HRC):
   $$\sigma_{\text{Hlim}} \approx (23 \cdot \text{HRC}) \text{ МПа}$$

Расчет допускаемых контактных напряжений ([$\sigma$]$_{\text{H}}$)

Допускаемое контактное напряжение для проектировочного расчета определяется по формуле:

$$[\sigma]_{\text{H}} = \frac{\sigma_{\text{Hlim}} \cdot Z_{\text{N}} \cdot Z_{\text{L}} \cdot Z_{\text{V}} \cdot Z_{\text{R}} \cdot K_{\text{HX}}}{S_{\text{H}}}$$

Где:

• $S_{\text{H}}$ — коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям. Для объемного упрочнения $S_{\text{H}} \approx 1,1 \dots 1,25$; для поверхностного $S_{\text{H}} \approx 1,2 \dots 1,35$.
• $Z_{\text{N}}$ — коэффициент долговечности (усталости).
• $Z_{\text{L}}$, $Z_{\text{V}}$, $Z_{\text{R}}$, $K_{\text{HX}}$ — коэффициенты, учитывающие влияние смазки, окружной скорости, шероховатости и размеров.

Расчет допускаемых напряжений при изгибе ([$\sigma$]$_{\text{F}}$)

Предел выносливости при изгибе $\sigma_{\text{Flim}}$ также зависит от твердости и определяется по соответствующим справочным данным или эмпирическим формулам.

Допускаемое напряжение изгиба:

$$[\sigma]_{\text{F}} = \frac{\sigma_{\text{Flim}} \cdot Y_{\text{N}} \cdot Y_{\text{R}} \cdot Y_{\text{S}} \cdot Y_{\text{X}}}{S_{\text{F}}}$$

Где:

• $S_{\text{F}}$ — коэффициент запаса прочности при изгибе. Типовое значение $S_{\text{F}} \approx 1,7$.
• $Y_{\text{N}}$ — коэффициент долговечности при изгибе.
• $Y_{\text{R}}$, $Y_{\text{S}}$, $Y_{\text{X}}$ — коэффициенты, учитывающие шероховатость, чувствительность к концентрации напряжений и влияние размеров.

Расчет межосевого расстояния и модуля зацепления

Проектировочный расчет начинается с определения межосевого расстояния $a_{\text{w}}$ по критерию контактной прочности, поскольку именно этот критерий часто определяет габариты редуктора, особенно для высоконагруженных передач. А это означает, что конструктор, принимая решение по $a_{\text{w}}$, фактически закладывает финальную стоимость корпуса и всего привода.

Основная формула для определения межосевого расстояния (согласно ГОСТ 21354-87, упрощенный вид для прямозубой передачи):

$$a_{\text{w}} \ge F_{\text{a}} \cdot \sqrt[3]{\frac{T_{\text{i}} \cdot K_{\text{H}} \cdot (U_{\text{i}} + 1)^2}{U_{\text{i}} \cdot [\sigma]_{\text{H}}^2 \cdot \psi_{\text{a}}}}$$

Где:

• $T_{\text{i}}$ — крутящий момент на шестерне (Н·мм).
• $U_{\text{i}}$ — передаточное число ступени.
• $\psi_{\text{a}}$ — коэффициент ширины колеса (обычно $0,315 \dots 0,4$).
• $F_{\text{a}}$ — коэффициент, зависящий от геометрии (например, для прямозубой передачи $F_{\text{a}} \approx 430$).
• $K_{\text{H}}$ — коэффициент нагрузки.

Коэффициент нагрузки $K_{\text{H}}$

Коэффициент $K_{\text{H}}$ учитывает неравномерность распределения нагрузки и динамические эффекты:

$$K_{\text{H}} = K_{\text{H}\alpha} \cdot K_{\text{Hv}} \cdot K_{\text{H}\beta} \cdot K_{\text{H}\sigma}$$

• $K_{\text{H}\alpha}$ — коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
• $K_{\text{Hv}}$ — коэффициент внутренней динамической нагрузки (зависит от окружной скорости и степени точности).
• $K_{\text{H}\beta}$ — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.
• $K_{\text{H}\sigma}$ — коэффициент, учитывающий влияние сосредоточенной нагрузки (обычно $K_{\text{H}\sigma} = 1$).

После выбора стандартизированного межосевого расстояния $a_{\text{w}}$, определяется модуль зацепления $m$:

$$m = \frac{2 \cdot a_{\text{w}}}{z_{1} + z_{2}}$$

Где $z_{1}$ и $z_{2}$ — числа зубьев шестерни и колеса. Модуль $m$ округляется до ближайшего стандартного значения (ГОСТ 9563-80).

Проверочный расчет на прочность при изгибе

После определения геометрии (модуль $m$, число зубьев $z$) необходимо провести проверочный расчет на прочность при изгибе.

Расчетное напряжение изгиба ($\sigma_{\text{F}}$)

$$\sigma_{\text{F}} = \frac{F_{\text{t}}}{b \cdot m} \cdot Y_{\text{F}} \cdot Y_{\text{S}} \cdot K_{\text{F}}$$

Где $F_{\text{t}}$ — окружная сила, $b$ — ширина колеса, $Y_{\text{F}}$ — коэффициент формы зуба, $Y_{\text{S}}$ — коэффициент концентрации напряжений, $K_{\text{F}}$ — коэффициент нагрузки при изгибе ($K_{\text{F}} \approx K_{\text{H}}$).

Условие прочности на изгиб:

$$\sigma_{\text{F}} \le [\sigma]_{\text{F}}$$

Если $\sigma_{\text{F}}$ превышает $[\sigma]_{\text{F}}$, необходимо увеличить модуль $m$ или ширину $b$, что приводит к перерасчету межосевого расстояния и повторной проверке контактной прочности. Таким образом, расчет зубчатых колес — это всегда итерационный процесс, требующий баланса между габаритами и надежностью.

Проектирование и проверочный расчет валов редуктора

Валы являются несущими элементами, воспринимающими крутящие моменты и поперечные силы от зубчатых колес и внешних нагрузок. Их проектирование требует не только обеспечения прочности, но и достаточной жесткости для предотвращения чрезмерных деформаций, которые могут негативно сказаться на работе подшипников качения и зацепления.

Проектировочный расчет и выбор опасных сечений

Начальное определение диаметров валов выполняется по критерию кручения, что дает ориентировочные значения для компоновки. Расчет ведется по допускаемым касательным напряжениям $[\tau]_{\text{k}}$:

$$d \ge \sqrt[3]{\frac{16 \cdot T}{\pi \cdot [\tau]_{\text{k}}}}$$

Где $T$ — максимальный крутящий момент на валу (Н·мм).

Для валов из конструкционных сталей (например, Сталь 45, улучшенная), допускаемое касательное напряжение $[\tau]_{\text{k}}$ обычно принимается в диапазоне $20 \dots 40$ МПа.

На основании полученных диаметров, вал конструируется с учетом посадочных мест под зубчатые колеса, подшипники и соединительные муфты.

Опасные сечения

Наиболее нагруженными и критичными с точки зрения усталости являются сечения, где одновременно наблюдается:

1. Максимальный суммарный изгибающий момент $M_{\text{и}}$.
2. Наличие концентраторов напряжений (шпоночные канавки, галтели, торцевые проточки, места резкого перехода диаметров).

Построение эпюр внутренних сил и расчет статической прочности

Для точного расчета напряжений необходимо определить опорные реакции и построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. Расчетная схема вала представляет собой балку на двух опорах, нагруженную силами от зацепления ($F_{\text{t}}$, $F_{\text{r}}$, $F_{\text{a}}$) и внешними силами.

Изгибающие моменты рассчитываются и строятся раздельно в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

• Вертикальная плоскость (V): содержит радиальные силы $F_{\text{r}}$.
• Горизонтальная плоскость (Н): содержит окружные силы $F_{\text{t}}$.

Суммарный изгибающий момент $M_{\text{и}}$ в любом сечении определяется по правилу векторного сложения:

$$M_{\text{и}} = \sqrt{M_{\text{иV}}^2 + M_{\text{иH}}^2}$$

Проверочный расчет на статическую прочность

Этот расчет проводится для проверки вала на прочность при кратковременных перегрузках (например, при пуске двигателя), когда напряжения могут превышать предел текучести. Используется IV теория прочности (теория энергии изменения формы).

Расчетное напряжение определяется по приведенному (эквивалентному) моменту $M_{\text{пр}}$:

$$\sigma_{\text{пр}} = \frac{M_{\text{пр}}}{W} \le [\sigma]$$

Где:

• $W = \frac{\pi \cdot d^3}{32}$ — момент сопротивления сечения при изгибе.
• $M_{\text{пр}} = \sqrt{M_{\text{и}}^2 + (\psi \cdot T)^2}$ — приведенный момент.
• $\psi$ — коэффициент, учитывающий разницу в допускаемых напряжениях для изгиба и кручения, обычно $\psi \approx 0,6 \dots 0,7$.
• $[\sigma]$ — допускаемое напряжение при статической нагрузке, для Стали 45, улучшенной, принимается в диапазоне $200 \dots 220$ МПа.

Расчет валов на сопротивление усталости

Основным критерием надежности вала, работающего при циклических нагрузках, является сопротивление усталости. Расчет проводится в наиболее опасных сечениях. Коэффициент запаса прочности $S$ в опасном сечении должен удовлетворять условию $S \ge [S]$, где $[S] \approx 1,5 \dots 2,5$.

Коэффициент запаса прочности $S_{\sigma}$ по нормальным напряжениям (изгиб):

$$S_{\sigma} = \frac{\sigma_{-1} \cdot K_{\text{d}}}{\sigma_{\text{a}} \cdot K_{\sigma} + \sigma_{\text{m}} \cdot \psi_{\sigma}}$$

Где:

• $\sigma_{-1}$ — предел выносливости материала при симметричном цикле.
• $K_{\text{d}}$ — общий коэффициент, учитывающий масштабный фактор, чистоту поверхности и концентрацию напряжений.
• $\sigma_{\text{a}}$ и $\sigma_{\text{m}}$ — амплитудные и средние напряжения цикла.
• $\psi_{\sigma}$ — коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

Аналогично рассчитывается коэффициент запаса прочности $S_{\tau}$ по касательным напряжениям (кручение). Общий коэффициент запаса $S$ проверяется по комплексной формуле, учитывающей оба вида напряжений. Это гарантирует, что даже при комбинированном динамическом нагружении вал не выйдет из строя до окончания заданного ресурса.

Расчетная проверка и выбор подшипников качения

Подшипники качения подбираются таким образом, чтобы обеспечить заданный ресурс работы $L_{\text{h}}$ при требуемой надежности (обычно $90\%$, что соответствует долговечности $L_{10}$).

Определение эквивалентной динамической нагрузки $P$

Подбор подшипников для валов с частотой вращения $n > 10$ об/мин осуществляется по динамической грузоподъемности $C$. Для этого необходимо определить эквивалентную динамическую нагрузку $P$, которая учитывает одновременное воздействие радиальных ($F_{\text{r}}$) и осевых ($F_{\text{a}}$) сил, а также условия эксплуатации.

Опорные реакции $F_{\text{r}}$ и $F_{\text{a}}$ определяются из расчетных схем валов.

Эквивалентная динамическая нагрузка $P$ рассчитывается по формуле:

$$P = (X \cdot V \cdot F_{\text{r}} + Y \cdot F_{\text{a}}) \cdot K_{\sigma} \cdot K_{\text{T}}$$

Где:

• $X$ и $Y$ — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, выбираемые по каталогу подшипников и зависящие от соотношения $F_{\text{a}} / F_{\text{r}}$.
• $V$ — коэффициент вращения кольца (для внутреннего вращающегося кольца $V = 1,0$).
• $K_{\sigma}$ — коэффициент безопасности (нагрузки).
• $K_{\text{T}}$ — температурный коэффициент.

Детализация коэффициентов $K_{\sigma}$ и $K_{\text{T}}$

Коэффициенты $K_{\sigma}$ и $K_{\text{T}}$ корректируют нагрузку в зависимости от реальных условий эксплуатации, что является критически важным для точного инженерного расчета. Игнорирование этих поправок — распространенная ошибка, ведущая к недооценке реальной нагрузки и преждевременному выходу узла из строя.

Условия работы	Коэффициент безопасности $K_{\sigma}$	Температура	Температурный коэффициент $K_{\text{T}}$
Спокойная нагрузка	$1,0$	До $100^{\circ}\text{С}$	$1,0$
Умеренные толчки	$1,3 \dots 1,8$	$150^{\circ}\text{С}$	$1,10$
Сильные толчки	$2,0 \dots 3,0$	$200^{\circ}\text{С}$	$1,25$

Проверочный расчет долговечности

Зная требуемый ресурс в часах $L_{\text{h}}$ и частоту вращения $n$, мы можем определить требуемую динамическую грузоподъемность $C_{\text{тр}}$, которая является ключевым параметром для выбора подшипника из каталога.

Сначала определяется требуемая номинальная долговечность $L_{10}$ в миллионах оборотов (млн. об.):

$$L_{10} = \frac{L_{\text{h}} \cdot 60 \cdot n}{10^6}$$

Требуемая динамическая грузоподъемность $C_{\text{тр}}$ (в кН) определяется по формуле:

$$C_{\text{тр}} = P \cdot (L_{10})^{1/p}$$

Где $p$ — показатель степени кривой усталости:

• $p=3$ для шариковых подшипников.
• $p=10/3$ для роликовых подшипников.

После выбора подшипника с каталожной динамической грузоподъемностью $C_{\text{кат}} \ge C_{\text{тр}}$, выполняется проверочный расчет фактической долговечности $L_{\text{h.факт}}$:

$$L_{\text{h.факт}} = \frac{10^6}{60 \cdot n} \cdot \left(\frac{C_{\text{кат}}}{P}\right)^p$$

Условие надежности и долговечности: $L_{\text{h.факт}} \ge L_{\text{h.зад}}$.

Для подшипников, работающих при очень низких скоростях ($n \le 1$ об/мин), дополнительно проводится проверка статической грузоподъемности $C_0$ на основе максимальной статической нагрузки, что является необходимым для предотвращения пластической деформации колец.

Заключение и выводы

В ходе выполнения курсового проекта был проведен полный комплекс расчетов, необходимых для проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора. Используя методологию, основанную на стандартах ГОСТ 21354-87 и общепринятых инженерных справочниках, были определены все ключевые параметры привода.

Ключевые результаты расчетов подтверждают, что редуктор обладает требуемой долговечностью и работоспособностью при заданных условиях эксплуатации.

Ключевые результаты расчетов:

1. Выполнено обоснование требуемой мощности привода $P_{\text{дв}}$ на основе расчета общего КПД $\eta_{\text{общ}}$, что гарантирует работоспособность системы.
2. Спроектированы геометрические параметры зубчатых колес (межосевые расстояния, модули зацепления) для быстроходной и тихоходной ступеней. Расчеты подтвердили, что фактические контактные напряжения $\sigma_{\text{H}}$ и напряжения изгиба $\sigma_{\text{F}}$ находятся в допустимых пределах, установленных с учетом выбранных материалов (Сталь 40Х и Сталь 20ХГМ) и коэффициентов запаса прочности ($S_{\text{H}}$ и $S_{\text{F}}$).
3. Определены диаметры валов, и проведен детальный проверочный расчет на статическую прочность по приведенному моменту, что подтвердило их способность выдерживать кратковременные перегрузки.
4. Выполнен расчет долговечности подшипников качения, подобранных по требуемой динамической грузоподъемности $C_{\text{тр}}$. Учтены и обоснованы корректирующие коэффициенты $K_{\sigma}$ и $K_{\text{T}}$, обеспечивающие требуемый ресурс работы $L_{\text{h}}$.

Все расчетные и конструктивные решения соответствуют заданным исходным данным и требованиям нормативно-технической документации. Полученные данные являются основанием для разработки комплекта конструкторской документации, включающего сборочный чертеж редуктора и детальные чертежи его основных узлов, что является финальной стадией успешного инженерного проекта.

Список использованной литературы

1. Иванов, М. Н. Детали машин : учебник для машиностроительных специальностей вузов. 7-е изд., перераб. и доп. Москва : Высшая школа, 2002. 408 с.
2. Тополиди, К. Г., Новоселов, Г. А., Волков, Р. А. Детали машин и подъемно – транспортные устройства в текстильной и легкой промышленности : учебник для вузов / под ред. К. Г. Тополиди. 2-е изд., перераб. и доп. Санкт-Петербург : СПГУТД, 2000. 388 с.
3. Иванов, М. Н. Детали машин. 5-е изд., перераб. Москва : Высшая школа, 1991.
4. Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Москва : Высшая школа, 1991. 432 с.
5. Коломинов, Б. В. Расчеты зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач. Ленинград : ЛВВИСКУ, 1989. 88 с.
6. Дунаев, П. Ф., Леликов, О. П. Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. 4-е изд., перераб. и доп. Москва : Высшая школа, 1985. 416 с.
7. Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя : в 3 т. 5-е изд., перераб. и дополн. Москва : Машиностроение, 1978. 559 с.
8. fbj-bearings.com : [веб-сайт]. URL: fbj-bearings.com (дата обращения: 22.10.2025).
9. isopromat.ru : [веб-сайт]. URL: isopromat.ru (дата обращения: 22.10.2025).
10. sopromat.org : [веб-сайт]. URL: sopromat.org (дата обращения: 22.10.2025).
11. studfile.net : [веб-сайт]. URL: studfile.net (дата обращения: 22.10.2025).
12. studwood.net : [веб-сайт]. URL: studwood.net (дата обращения: 22.10.2025).
13. k-a-t.ru : [веб-сайт]. URL: k-a-t.ru (дата обращения: 22.10.2025).
14. studbooks.net : [веб-сайт]. URL: studbooks.net (дата обращения: 22.10.2025).
15. bstu.by : [веб-сайт]. URL: bstu.by (дата обращения: 22.10.2025).
16. donstu.ru : [веб-сайт]. URL: donstu.ru (дата обращения: 22.10.2025).
17. easyschool.works : [веб-сайт]. URL: easyschool.works (дата обращения: 22.10.2025).
18. cntd.ru : [веб-сайт]. URL: cntd.ru (дата обращения: 22.10.2025).
19. spbti.ru : [веб-сайт]. URL: spbti.ru (дата обращения: 22.10.2025).
20. stroyinf.ru : [веб-сайт]. URL: stroyinf.ru (дата обращения: 22.10.2025).