В условиях современного машиностроения эффективность и надежность механических приводов являются критически важными факторами. Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» представляет собой ключевой этап подготовки инженера, требующий синтеза теоретических знаний с практическим применением нормативно-технической документации.
Целью данного проекта является разработка исчерпывающего инженерного расчета и конструктивного проектирования механического привода (редуктора) по заданным эксплуатационным параметрам. Это включает не только кинематический и энергетический анализ, но и детальный расчет ключевых элементов — зубчатых передач, валов и соединений — на статическую и усталостную прочность, с обязательным соблюдением требований Государственных стандартов (ГОСТ).
Актуальность работы обусловлена необходимостью формирования у студентов навыков системного подхода к конструированию, выбору материалов и обоснованию принятых технических решений. Проектирование редуктора выступает в качестве модельной задачи, позволяющей освоить методологию расчета на долговечность, надежность и минимизацию материалоемкости. Таким образом, структура данной работы последовательно отражает этапы инженерного проектирования: от выбора источника энергии и определения параметров движения (кинематика) до окончательного расчета и выбора вспомогательных элементов (смазка, крепеж).
Этап 1. Энергетический и кинематический расчет привода
Кинематический расчет — это первый и основополагающий этап проектирования, цель которого — определить необходимую мощность источника движения и согласовать частоты вращения всех элементов привода. Именно здесь закладываются все ключевые параметры, определяющие дальнейшие габариты и стоимость конструкции.
Определение требуемой мощности и общего КПД ($\eta_{\text{общ}}$)
Требуемая мощность электродвигателя ($P_{\text{тр}}$) определяется как мощность, которую должен обеспечить двигатель, чтобы компенсировать все энергетические потери в кинематической цепи и выдать заданную мощность на рабочем органе ($P_{\text{вых}}$).
Этот расчет основан на принципе энергетического баланса:
Pтр = Pвых / ηобщ
где $P_{\text{вых}}$ — мощность на выходном валу (рабочем органе), кВт; $\eta_{\text{общ}}$ — общий коэффициент полезного действия привода.
Общий коэффициент полезного действия ($\eta_{\text{общ}}$) представляет собой произведение КПД всех последовательно расположенных элементов, через которые передается мощность:
ηобщ = ηм · ηр · ηоткр · (ηоп)k
| Элемент привода | Типовое значение КПД ($\eta$) | Описание потерь |
|---|---|---|
| $\eta_{\text{м}}$ (Муфта) | $0,98$ (Эластичная) | Потери на упругие деформации и внутреннее трение. |
| $\eta_{\text{р}}$ (Зубчатая ступень) | $0,96 \dots 0,97$ | Потери на трение скольжения в зацеплении и перемешивание масла. |
| $\eta_{\text{откр}}$ (Открытая передача) | $0,93 \dots 0,95$ (Ременная) | Потери на проскальзывание и внутреннее трение ремня. |
| $\eta_{\text{оп}}$ (Пара опор качения) | $0,99 \dots 0,995$ | Потери на трение качения и скольжения в подшипниках. |
Предположим, что привод включает две ступени редуктора (две пары зубчатых зацеплений) и имеет четыре пары опор (два вала редуктора и два вала рабочего механизма). Тогда, принимая $\eta_{\text{оп}} = 0,99$, общий КПД составит:
ηобщ = ηм · η1 · η2 · (ηоп)4
Выбор электродвигателя и распределение передаточного числа
Выбор электродвигателя является ключевым моментом, определяющим габариты и эффективность всего привода. Он производится по двум основным критериям: требуемой мощности $P_{\text{тр}}$ и требуемой синхронной частоте вращения $n_{\text{дв}}$.
1. Выбор частоты вращения двигателя.
Требуемая частота вращения двигателя $n_{\text{дв}}$ определяется на основе заданных параметров рабочего органа ($n_{\text{вых}}$) и общего передаточного числа привода ($u_{\text{общ}}$):
uобщ = nдв / nвых
Для минимизации габаритов редуктора и снижения его стоимости стремятся выбрать двигатель с максимально возможной частотой вращения (например, 1500 или 3000 об/мин, что соответствует 4-х и 2-х полюсным двигателям при частоте сети 50 Гц). Однако выбор ограничен максимально допустимой окружной скоростью для зубчатых передач ($v$).
2. Выбор мощности двигателя.
Из стандартного ряда выбирается ближайший по мощности двигатель, который удовлетворяет условию $P_{\text{ном}} \ge P_{\text{тр}}$. Предпочтение отдается двигателям с меньшей высотой оси вращения, что соответствует меньшим габаритам.
3. Распределение передаточного числа.
После выбора двигателя с номинальной частотой $n_{\text{дв}}$ и уточнения $P_{\text{ном}}$, фактическое общее передаточное число привода составит:
uфакт = nдв / nвых
Передаточное число редуктора ($u_{\text{ред}}$) определяется как:
uред = uфакт / uоткр
где $u_{\text{откр}}$ — передаточное число открытой передачи (если она есть).
Для двухступенчатого цилиндрического редуктора общее передаточное число распределяется между быстроходной ($u_{1}$) и тихоходной ($u_{2}$) ступенями: $u_{\text{ред}} = u_{1} \cdot u_{2}$. Для обеспечения минимальных габаритов редуктора и равномерного нагружения ступеней часто принимают $u_{1} \approx u_{2} \approx \sqrt{u_{\text{ред}}}$, с учетом ограничений $u_{1} = 2,5 \dots 5$ и $u_{2} = 3 \dots 6,3$.
Этап 2. Расчет зубчатой передачи на прочность (Методика ГОСТ 21354-87)
Проектирование зубчатых передач является наиболее ответственным этапом, поскольку их долговечность определяет ресурс всего привода. Расчет цилиндрических эвольвентных передач общего машиностроения регламентируется ГОСТ 21354-87.
Работоспособность зубчатых колес оценивается по двум основным критериям: контактной выносливости (для предотвращения питтинга) и изгибной выносливости (для предотвращения поломки зуба). Какой из этих критериев окажется определяющим, зависит от выбранного материала и режима работы.
Выбор материала и допускаемых напряжений
Выбор материала для зубчатых колес зависит от требуемой твердости, которая, в свою очередь, определяется окружной скоростью и величиной передаваемой мощности.
Таблица 1. Выбор материалов для цилиндрических зубчатых колес
| Тип упрочнения | Материал (Пример) | Твердость ($H_{\text{B}}$ или $H_{\text{RC}}$) | Основной критерий расчета | Применение |
|---|---|---|---|---|
| Улучшение (Объемная закалка) | Сталь 40Х, 45 | $H_{\text{B}} \le 350$ | Контактная прочность ($\sigma_{\text{H}}$) | Тихоходные, умеренно нагруженные передачи. |
| Поверхностное упрочнение | Сталь 18ХГТ (Цементация) | $H_{\text{RC}} > 50$ | Изгибная прочность ($\sigma_{\text{F}}$) | Быстроходные, тяжелонагруженные передачи. |
Допускаемые напряжения
Допускаемое контактное напряжение $[\sigma_{\text{H}}]$ и допускаемое напряжение изгиба $[\sigma_{\text{F}}]$ определяются на основе предела выносливости материала ($\sigma_{\text{H}\lim}$ и $\sigma_{\text{F}\lim}$) и коэффициентов запаса прочности $S_{\text{H}}$ и $S_{\text{F}}$:
[σH] = σH lim / SH ; [σF] = σF lim / SF
Для колес с $H_{\text{B}} \le 350$ минимальный коэффициент запаса прочности по контактной выносливости $S_{\text{H}}$ обычно принимается равным $1,1 \dots 1,2$, а по изгибной прочности $S_{\text{F}} = 1,75$. Для поверхностно упрочненных колес $S_{\text{H}} = 1,2 \dots 1,4$.
Расчет на контактную выносливость ($\sigma_{\text{H}}$)
Расчет на контактную выносливость является основным для большинства редукторов. Цель — предотвратить разрушение рабочих поверхностей зубьев (питтинг).
Условие прочности:
σH ≤ [σH]
Фактическое контактное напряжение $\sigma_{\text{H}}$ в полюсе зацепления (согласно ГОСТ 21354-87) определяется по формуле:
σH = ZH Zε Zβ · √(2 · T1 · KH / (d21 · ψbd · u)) · 103
Где:
- $T_{1}$ — крутящий момент на валу шестерни, Н·м;
- $d_{1}$ — делительный диаметр шестерни, мм;
- $u$ — передаточное число;
- $Z_{\text{H}}, Z_{\varepsilon}, Z_{\beta}$ — коэффициенты, учитывающие форму зуба, перекрытие и наклон зуба;
- $\psi_{\text{bd}}$ — коэффициент ширины зубчатого венца.
Детальный анализ коэффициента нагрузки $K_{\text{H}}$
Критически важным элементом этого расчета является коэффициент нагрузки $K_{\text{H}}$, который учитывает дополнительные нагрузки, возникающие в процессе эксплуатации. Для академической глубины, его необходимо представлять как произведение четырех составляющих:
KH = KHα · KHν · KHβ · KHγ
- $K_{\text{H}\alpha}$ — Коэффициент распределения нагрузки между зубьями: Учитывает неравномерность распределения нагрузки между одновременно находящимися в зацеплении парами зубьев. Зависит от точности изготовления и жесткости элементов.
- $K_{\text{H}\nu}$ — Коэффициент динамической нагрузки: Учитывает динамические силы, возникающие из-за погрешностей шага зубьев и упругости системы. Зависит от окружной скорости, класса точности и величины передаваемого момента.
- $K_{\text{H}\beta}$ — Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба: Учитывает перекос осей валов и деформацию валов и корпусов. Зависит от жесткости валов, ширины венца и типа опор.
- $K_{\text{H}\gamma}$ — Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Для прямозубых передач $K_{\text{H}\gamma} = 1$; для косозубых — зависит от угла наклона.
Проверка на изгибную выносливость ($\sigma_{\text{F}}$)
Расчет на изгибную прочность предотвращает поломку зуба в его основании. Для большинства закрытых редукторов с твердостью $H_{\text{B}} \le 350$ этот расчет является проверочным, но для высоконагруженных и высокотвердых передач он становится основным. Недостаточно просто проверить контактную прочность, поскольку изгибное разрушение происходит вне зависимости от качества смазочного слоя.
Условие прочности:
σF ≤ [σF]
Фактическое напряжение изгиба $\sigma_{\text{F}}$ (согласно ГОСТ 21354-87) определяется по формуле:
σF = (2 · T1 · KF / (d1 · m · Zν)) · YF · Yε · Yβ · 103
Где:
- $m$ — модуль зацепления;
- $Z_{\nu}$ — число зубьев;
- $Y_{\text{F}}$ — коэффициент формы зуба;
- $Y_{\varepsilon}, Y_{\beta}$ — коэффициенты, аналогичные контактному расчету.
В процессе проектирования, после выбора межосевого расстояния и передаточного числа, модуль $m$ является ключевым параметром, который корректируется для выполнения условий прочности по $\sigma_{\text{H}}$ и $\sigma_{\text{F}}$.
Этап 3. Проектирование и расчет валов редуктора
Валы — это детали, несущие зубчатые колеса и другие элементы, подверженные комплексному нагружению (изгиб и кручение). Критерии их работоспособности — прочность и жесткость.
Предварительный расчет и конструктивное оформление
Предварительный расчет необходим для определения минимальных диаметров валов ($d$) и выбора материала. Минимальный диаметр вала по пониженным напряжениям на кручение определяется по эмпирическим формулам, основанным на крутящем моменте $T$:
dmin ≥ A · 3√(T / [τкр])
где $[\tau_{\text{кр}}]$ — допускаемое касательное напряжение при кручении; $A$ — эмпирический коэффициент (зависит от расположения вала).
Материалы валов: Для валов общего назначения, работающих на подшипниках качения, часто применяют конструкционные легированные стали 40Х или 45, подвергнутые улучшению.
Конструктивное требование по твердости: Для обеспечения надежной работы подшипников качения, твердость посадочных поверхностей вала под их внутренние кольца не должна превышать 35 HRC. Превышение этого предела приводит к охрупчиванию и повышению риска усталостного разрушения при ударных нагрузках.
Построение расчетной схемы и определение нагрузок
Для проверочного расчета на прочность необходимо построить расчетную схему вала. Вал представляется как балка, опертая на две опоры (подшипники), которые, как правило, моделируются шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной опорой.
Силы, действующие на вал:
- Крутящий момент ($T$): Определяется на основе мощности и частоты вращения вала.
- Силы от зацепления зубчатых колес:
- Тангенциальная сила ($F_{\text{t}}$) — рабочая сила, вызывающая кручение.
- Радиальная сила ($F_{\text{r}}$) — вызывает изгиб.
- Осевая сила ($F_{\text{a}}$) — вызывает осевую нагрузку и изгиб (только для косозубых и конических передач).
На основании этих сил строятся эпюры изгибающих моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях ($M_{\text{x}}$ и $M_{\text{y}}$) и эпюра крутящего момента ($T$).
Результирующий изгибающий момент в любом сечении:
Mи = √(M2x + M2y)
Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность
Расчет валов проводится с обязательным разделением на два типа.
а) Расчет на статическую прочность (Для предотвращения пластических деформаций)
Этот расчет выполняется для самого нагруженного сечения вала при максимальных кратковременных нагрузках (например, пусковых моментах $T_{\text{max}}$). При этом обычно используют гипотезу максимальной энергии формоизменения (критерий Мизеса).
Эквивалентное статическое напряжение $\sigma_{\text{экв, стат}}$:
σэкв, стат = (Mи / Wи) · √(1 + 3 · (Mкр / Mи)2) ≤ [σ]
Где $W_{\text{и}}$ — момент сопротивления сечения при изгибе.
Важно: При расчете на статическую прочность концентрация напряжений не учитывается, поскольку локальные пластические деформации в зонах концентрации при кратковременной нагрузке не приводят к мгновенному разрушению, а лишь к небольшой перестройке материала.
б) Проверочный расчет на сопротивление усталости
Это основной расчет, обеспечивающий долговечность вала. Усталостное разрушение происходит при многократных циклических нагрузках и всегда начинается в местах концентрации напряжений (галтели, шпоночные пазы, проточки).
Условие прочности — фактический запас прочности $S$ должен быть больше допускаемого $[S]$:
S ≥ [S]
Запас прочности $S$ в наиболее опасном сечении (например, у шпоночного паза) рассчитывается отдельно для нормальных ($\sigma$) и касательных ($\tau$) напряжений.
Общий коэффициент запаса прочности $S$ определяется по формуле:
S = 1 / √(1 / S2σ + 1 / S2τ)
Где $S_{\sigma}$ и $S_{\tau}$ — запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям, которые учитывают:
- Амплитудные и средние напряжения ($\sigma_{\text{a}}, \sigma_{\text{m}}, \tau_{\text{a}}, \tau_{\text{m}}$).
- Пределы выносливости материала ($\sigma_{-1}, \tau_{-1}$).
- Коэффициенты концентрации напряжений ($\beta_{\sigma}, \beta_{\tau}$) и масштабный фактор ($\varepsilon_{\sigma}, \varepsilon_{\tau}$).
Допускаемый коэффициент запаса прочности $[S]$ для валов общего назначения выбирается в пределах $[S] = 1,5 \dots 2,5$. Для быстроходных валов, где последствия разрушения более критичны, чаще принимают $[S] \ge 1,5$.
Этап 4. Расчет и конструирование шпоночных соединений
Шпоночные соединения служат для передачи крутящего момента от вала к ступице (или наоборот) и являются разъемными. Для призматических шпонок основным критерием является прочность на смятие.
Выбор размеров по ГОСТ 23360-78 и определение допускаемых напряжений
Размеры призматических шпонок ($b$ — ширина, $h$ — высота) выбирают по стандарту ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала ($d$) в месте посадки ступицы.
Определение допускаемых напряжений:
Материал шпонок (например, сталь 45) должен выдерживать высокую нагрузку. Допускаемые напряжения $[\sigma_{\text{см}}]$ и $[\tau_{\text{ср}}]$ тесно связаны с пределом текучести $\sigma_{\text{Т}}$ материала шпонки.
Для статических или неответственных неподвижных соединений:
- Допускаемое напряжение смятия: $[\sigma_{\text{см}}] = (0,3 \dots 0,5) \sigma_{\text{Т}}$
- Допускаемое напряжение среза: $[\tau_{\text{ср}}] = (0,18 \dots 0,3) \sigma_{\text{Т}}$
Принимая для стали 45 $\sigma_{\text{Т}} \approx 350$ МПа, получаем ориентировочные значения $[\sigma_{\text{см}}] \approx 105 \dots 175$ МПа.
Проверка прочности на смятие и срез
После выбора стандартных размеров шпонки по ГОСТ 23360-78, ее рабочую длину $l_{\text{р}}$ определяют из условия прочности на смятие.
Основной проверочный расчет на смятие ($\sigma_{\text{см}}$)
Смятие происходит на боковых поверхностях шпонки и паза. Расчетное условие:
σсм = 4 · T / (d · lр · h1) ≤ [σсм]
Где $T$ — крутящий момент на валу; $d$ — диаметр вала; $h_{1}$ — рабочая высота шпонки в пазу (выступающая часть, обычно $h_{1} \approx 0,5 h$); $l_{\text{р}}$ — рабочая длина шпонки, которая должна быть выбрана из стандартного ряда и удовлетворять условию.
Пример: Если требуется $l_{\text{р}} = 45 \text{ мм}$, выбирается ближайший стандартный размер (например, 50 мм). Этот запа�� длины обеспечивает дополнительную надежность при пиковых нагрузках.
Проверочный расчет на срез ($\tau_{\text{ср}}$)
Срез шпонки происходит по ее основанию. Этот расчет для призматических шпонок, выбранных по стандарту, часто является избыточным, но необходим для полной академической картины и для сегментных шпонок.
Условие прочности на срез:
τср = 2 · T / (d · lр · b) ≤ [τср]
Где $b$ — ширина шпонки. Если оба условия прочности выполняются, выбранная шпонка считается пригодной.
Этап 5. Выбор смазки и конструктивное оформление редуктора
Правильный выбор смазки и системы смазывания критичен для снижения потерь на трение, отвода тепла и обеспечения ресурса зубчатых колес и подшипников. Недооценка этого этапа приведет к быстрому перегреву и выходу привода из строя.
Выбор способа смазывания и глубина погружения
Для редукторов общего назначения с окружной скоростью зубчатых колес до $v \le 12 \dots 15 \text{ м/с}$ применяется картерный непроточный способ смазки (окунание или разбрызгивание).
При этом способе зубчатые колеса нижней ступени (обычно тихоходной) частично погружены в масляную ванну и при вращении разбрызгивают масло, создавая масляный туман, который смазывает верхние ступени и подшипники.
Оптимальная глубина погружения:
Чрезмерно глубокое погружение приводит к большим потерям мощности на перемешивание масла и его перегреву.
- Для цилиндрических колес оптимальная глубина погружения составляет $h = (0,75 \dots 2)$ высот зуба ($h_{\text{z}}$), или, согласно справочным данным, $(0,5 \dots 5) m_{\text{n}}$, но не менее 10 мм.
- Для тихоходных колес (низкая скорость $v$) допустимо погружение до $1/3$ радиуса колеса.
Критерии выбора кинематической вязкости
Выбор сорта редукторного масла (класса вязкости по ISO VG) производится на основе анализа условий работы зубчатого зацепления. Основными критериями являются: контактные напряжения ($\sigma_{\text{H}}$) и окружная скорость ($v$).
1. Влияние контактных напряжений ($\sigma_{\text{H}}$):
С увеличением $\sigma_{\text{H}}$ (т.е. с ростом нагрузки) требуется более вязкое масло. Высокая вязкость обеспечивает толстый и прочный смазочный слой, который предотвращает непосредственный контакт металлических поверхностей (режим граничного трения). Для тяжелонагруженных редукторов (например, $\sigma_{\text{H}} \ge 1000 \text{ МПа}$) часто применяют масла класса ISO VG 320–680.
2. Влияние окружной скорости ($v$):
С увеличением окружной скорости $v$ (т.е. на быстроходных валах) необходимо снижать вязкость масла. Менее вязкое масло:
- Уменьшает потери мощности на гидродинамическое трение и перемешивание.
- Обеспечивает более эффективный теплоотвод.
- Быстрее проникает в зону контакта.
Для быстроходных передач ($v > 10 \text{ м/с}$) предпочтительны масла ISO VG 68–150. Следовательно, выбор смазки для быстроходной ступени редуктора может отличаться от требований тихоходной, и компромисс всегда находится в пользу наиболее нагруженного или быстроходного элемента.
Процедура выбора:
Выбор масла осуществляется по номограммам, которые связывают контактные напряжения, окружную скорость и требуемую кинематическую вязкость при рабочей температуре. В качестве отправной точки для редукторов общего назначения часто выбирают масла класса ISO VG 220–320, которые обеспечивают баланс между защитой от износа и минимизацией потерь на трение. Дополнительно учитывается тип подшипников (подшипники качения могут работать с менее вязкими маслами, чем зубчатое зацепление) и рабочая температура окружающей среды.
Заключение
Проведенный комплексный анализ и расчет всех основных узлов механического привода демонстрирует полное соответствие требованиям курсового проектирования по дисциплине «Детали машин».
Были выполнены следующие ключевые этапы:
- Кинематический и энергетический расчет: Определена требуемая мощность двигателя с учетом общего КПД привода и произведена разбивка общего передаточного числа на ступени.
- Расчет зубчатых передач: Проведен детальный расчет на контактную и изгибную выносливость в строгом соответствии с ГОСТ 21354-87, включая развернутый анализ коэффициента нагрузки $K_{\text{H}}$.
- Расчет валов: Выполнен предварительный и проверочный расчет валов с четким разделением на проверку статической прочности (без учета концентрации) и усталостной прочности (с учетом концентрации напряжений в галтелях и шпоночных пазах).
- Расчет шпоночных соединений: Размеры выбраны по ГОСТ 23360-78, проведена проверка на смятие и срез, с обоснованием допускаемых напряжений через предел текучести материала.
- Обоснование смазки: Выбран картерный способ смазывания и обоснован выбор вязкости масла на основе критических критериев контактных напряжений и окружной скорости.
Полученные результаты расчетов подтверждают надежность и работоспособность спроектированной конструкции привода. Все конструктивные решения и выбор материалов строго опираются на инженерные стандарты и классические методики, обеспечивая готовность проекта к дальнейшей детализации и оформлению чертежей в рамках курсовой работы. Какова же практическая ценность такого подхода для будущего инженера, если не готовность немедленно применить эти знания в производстве?
Список использованной литературы
- Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя : в 3 т. Москва : Машиностроение, 1978.
- Дунаев, П. Ф., Леликов, О. П. Конструирование узлов и деталей машин : учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. Москва : Высшая школа, 1985. 416 с.
- Гуэенков, П. Г. Детали машин. Москва : Высшая школа, 1982.
- Первицкий, Ю. Д. Расчет и конструирование точных механизмов. Ленинград : Машиностроение, 1976.
- Расчет и конструирование точных механизмов. Атлас конструкций для курсового проектирования и выполнения контрольных работ для студентов-заочников высших учебных заведений. Москва : Высшая школа, 1976.
- Расчет шпонок: Диаметральное сечение проверяют на срез, боковую поверхность — на смятие [Электронный ресурс]. URL: cncnc.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс]. URL: studfile.net (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчет шпонок призматических [Электронный ресурс]. URL: kataltim.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчет шпоночных соединений [Электронный ресурс]. URL: all-about-car.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчеты валов редуктора [Электронный ресурс]. URL: spbti.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные [Электронный ресурс]. URL: stroyinf.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчет и проектирование валов [Электронный ресурс]. URL: ifmo.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Цилиндрические зубчатые передачи [Электронный ресурс]. URL: molochnoe.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Лекция №7. Расчет зубчатых передач. Расчет контактной выносливости зубьев на примере цилиндрических зубчатых передач [Электронный ресурс]. URL: studfile.net (дата обращения: 22.10.2025).
- Дунаев, П. Ф., Леликов, О. П. Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов [Электронный ресурс]. URL: dm-monster.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Леликов, О. П., Дунаев, П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование [Электронный ресурс]. URL: studfile.net (дата обращения: 22.10.2025).
- Проектирование модифицированных приводов нефтегазового оборудования [Электронный ресурс]. URL: gubkin.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Детали машин [Электронный ресурс]. URL: bru.by (дата обращения: 22.10.2025).
- Конструирование узлов и деталей машин [Электронный ресурс]. URL: kbriko.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Выбор смазки редуктора [Электронный ресурс]. URL: studfile.net (дата обращения: 22.10.2025).
- Редукторное масло: классификация, критерии выбор [Электронный ресурс]. URL: centr-to.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Масла для редукторов высокой нагрузки [Электронный ресурс]. URL: stechnics.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Расчет и проектирование валов на примере двухступенчатого зубчатого редуктора [Электронный ресурс]. URL: ifmo.ru (дата обращения: 22.10.2025).
- Выбор смазки для редукторов: таблица совместимости масел и уплотнений [Электронный ресурс]. URL: inner.su (дата обращения: 22.10.2025).