Расчет и монтаж редукторной установки

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

"БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Барановичи 2012

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

2.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.3 Расчет цепной передачи

3. Расчет и конструирование валов

3.1 Проектный расчет вала

3.2 Проверочный расчет валов

4. Расчет шпоночных соединений

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

6. Коструирование шкивов

7. Расчет элементов корпуса редуктора

8. Смазывание зацеплений

9. Коструирование звёздочек

10. Конструирование рамы

11. Выбор посадок

12. Сборка редуктора

13. Техника безопасности

Список использованной литературы

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, и т.д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

редуктор привод корпус подшипниковый

1. Кинематический и силовой расчет привода

Определяем мощность на выходном валу

Частота вращения барабана конвейера.

Определяем общий КПД привода

 (по предварительному расчету)

Определяем потребную мощность

 Вт

Выбираем двигатель с передаваемой мощностью 15

По справочной литературе находим асинхронную частоту вращения,

об/мин

об/мин

Примем

Принимаем двигатель с передаваемой мощностью 15 кВт и частотой вращения 1500 об/мин. Марка двигателя: АИР 160 S4

Определяем общее передаточное отношение привода

Находим мощности на каждом из валов

 Вт

 Вт

 Вт

Теперь находим частоту вращения

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Найдем угловые скорости

Находим крутящий момент на каждом из валов

Полученные данные заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Кинематический расчёт

2. Расчет передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

Исходным данные:

а) электродвигатель привода - АИР 160 S4 (Р_тр= 15 кВт; n_ном, =1500 об/мин)

б) передаточное число клиноременной передачи U=2

в) натяжение ремня - периодическое;

г) работа в одну смену.

Расчет выполнить для клиновых ремней нормального и узкого сечений и сравнить габариты передачи.

Порядок расчета

. Выбор сечения ремня. В качестве расчетной мощности P₁ передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя Р_тр. Аналогично, частота вращения n₁, ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя n_ном. Таким образом:

Вт;

об/мин.

По номограммам, приведенным в табл.1П.35 приложения 1П, в зависимости от мощности P₁ и частоты вращения n₁ выбираем клиновые ремни: нормального сечения В и узкого сечения SPZ.

. Определение диаметров шкивов. По табл.1П.36 приложения 1П минимально допустимый расчетный диаметр ведущего (малого) шкива: для ремня В-d_plmin=125 мм; для ремня SPZ-d_plmin=63 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d_р1больше d_plmin на 1.2 размера из стандартного ряда (см. табл.1П.37 приложения 1П). Учитывая данную рекомендацию, принимаем: для сечения ремня В-d_pl=140 мм; для сечения SPZ-d_pl=71 мм. При коэффициенте скольжения ε = 0,01.0,02 (расчетное значение ε = 0,015) тиаметрd_р2ведущего шкива:

Для сечения ремня

мм.

Для сечения ремня SPZ

мм.

По табл.1П.37 приложения 1П принимаем стандартные значения d_р2: для сечения ремняВd_р2= 280 мм; для сечения ремня SPZd_р2=140 мм. Определяем фактическое передаточное число U_фи проверяем его отклонение ΔUот заданного U:

Тогда для сечения ремняВ:

Тогда для сечения ремня SPZ:

. Определение межосевого расстояния а и расчетной длины ремня l.

Предварительная величина межосевого расстоянияа^/ ≈ d_р2.

Тогда для сечения ремня B а'= 280 мм, для сечения ремня SPZ а' =140 мм.

Расчетная длина ремня l' (предварительно):

Для сечения ремня В:

мм.

Для сечения ремня SPZ:

мм.

Исходя из l' по табл. 1 П.36 приложения 1П принимаем стандартное значение l: для сечения ремня Вl= 1250 мм, для сечения ремня SPZl= 630 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине l:

Для сечения ремня В:

мм.

Для сечения ремня SPZ:

мм.

После уточнения а в обязательном порядке проводится проверка:

где Т-высота поперечного сечения ремня по табл.1 П.36 приложения 1П.

Для сечения ремня В (Т = 11 мм):

,55 (140 + 280) + 11 = 242 мм; 2 (140 + 280) = 840 мм; 242 мм<а = 287 мм<840 мм.

Для сечения ремня SPZ (T= 8 мм): 0,55 (71 + 140) +8 = 124 мм; 2 (71 + 140) = 422 мм; 124 мм<а = 145 мм<422 мм. Выше записанное условие выполняется как для сечения ремня В, так и для сечения ремня SPZ.

. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива α₁,. Угол обхвата α₁ (град) определяют по формуле:

Для сечения ремня В:

Для сечения ремня SPZ:

. Определение допускаемой мощности [P], передаваемой одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи.

Скорость ремня υ (м/с):

Для сечения ремня В:

м/с.

Для сечения ремня SPZ:

м/с.

По табл.1 П.38 приложения 1П в зависимости от полученной величины υ линейным интерполированием определяем приведенную мощность [P₀], передаваемую одним клиновым ремнем.

Для сечения ремня В при d_р1 = 140 мм по табл.1 П.43 имеем: υ = 10м/с [Р₀] = 2,7

кВт; υ = 15м/с [Р₀] = 3,45 кВт. Тогда при υ = 11 м/с:

кВт.

Для сечения ремня SPZпри d_р1 = 71 мм по табл.1 П.43 имеем: υ = 5м/с [Р₀] = 1,18 кВт; υ = 10м/с [Р₀] = 1,95 кВт. Тогда при υ = 5,6 м/с:

кВт.

По табл.1 П.39 приложения 1П коэффициент угла обхвата α₁ на ведущем (меньшем) шкиве интерполированием: для сечения ремня B (α₁ = 152°) С_α= 0,93; для сечения ремня SPZ (α₁ = 153°) С_α= 0,93.

По табл.1 П.40 приложения 1П для передаточного числа и_ф коэффициент С_и интерполированием: для сечения ремняВ (U_ф= 2,03) С_и =1,13; для сечения ремня SPZ (U_ф= 2) С_и =1,13.

Коэффициент длины ремня согласно Д.Н. Решетова [4] , где l-стандартная длина ремня, l₀ - базовая длина ремня по табл.1 П.38 приложения 1П для соответствующего сечения ремня.

Для сечения ремня B (l = 1250 мм; l₀=2240 мм):

Для сечения ремня SPZ (l = 630 мм; l₀=1600 мм):

По табл.1 П.41 приложения 1П при умеренных колебаниях (конвейер цепной) и односменной работе коэффициент режима нагрузки С_p=1.

Тогда допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:

Для сечения ремня В

. кВт.

Для сечения ремня SPZ

. кВт.

. Необходимое число ремней определяется по формуле

где С_z - коэффициент числа ремней: z12.34.6> 6 С_z10,950,90,85.

При мощности на ведущем (меньшем) шкиве Р₁= Р_тр=5812 кВт, задаваясь коэффициентом С_z, имеем:

а) для сечения ремня В

принимаем z= 5;

а) для сечения ремня SPZ

что превышает максимально рекомендуемое число ремней. Поэтому при использовании узких клиновых ремней следует принять сечение SРА. При этом необходимо учитывать вращающий момент Т₁, на ведущем шкиве, приведенный в табл. I П.36 приложения 1П для данного сечения ремня.

Используя выше приведенную методику, для сечения ремня SРА получили:

d_р1=100 мм, d_р2=200 мм, l= 900 мм, а = 208,5 мм, α₁=153°, υ= 7,85м/с, [Р₀] = 2,6 кВт. Тогда при С_α =0,926; С_и=1,13; С_l = 0,84 (при l= 900 мм и1₀= 2500 мм); С_Р= 1 имеем [Р] = 2,48 кВт. Число ремней сечения SPA

Принимаем Z= 6.

Дальнейший расчет проводим для ремней сечений В и SРА.

. Определение силы предварительного натяжения F₀ (Н) одного клинового ремня

где q-масса 1 м длины ремня; по табл.1 П.36 приложения 1П для ремня сечения Вq=0,18 кг/м, для ремня сечения SРА q=0,12 кг/м.

Тогда для сечения ремняВ:

 Н

Тогда для сечения ремня SPA:

 Н.

. Определение консольной нагрузки на вал F (Н) ременной передачи

Для сечения ремня

 Н.

Для сечения ремня SPA

 Н.

. Определение частоты пробегов ремня U (с^-1)

Для сечения ремня В

c^-1

Для сечения ремня SPA

c^-1

Условие U< [U] = 20 c^-1 гарантирует срок службы ремня 2000.3000 ч.

. Вывод: при одной и той же передаваемой мощности применение клиновых ремней узкого сечения позволяет уменьшить габариты передачи (для сечения ремня В а = 287 мм, d_p1= 140 мм, d_p2 = 280 мм, z = 5;

2.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₁= n_II= 750об/мин;

б) частота вращения колеса n₂= n_III= 250об/мин;

в) передаточное число ступени U_р= 3;

г) вращающий момент на валу колеса Т₂= Т_III=417 Н м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=18000 ч;

Проектный расчет

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (Т.о.) I (см. табл.1 П.6 приложения 1П): Т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269.302 НВ; Т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235.262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

 НВ;

 НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_Hlim, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл.1 П.9 приложения 1П) для Т.о. улучшение:

 МПа;

 МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл.1 П.9 приложения 1П) для Т.о. улучшение:

S_Н1=S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=18000 часов:

;

;

где с₁, и с₂ - число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; µ_H=0,76.

Коэффициент приведения µ_F для всех видов термической обработки:

.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1и Z_N2. Так как N_НE1>N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2>N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н] ₁ и [σ_н] _2.

В нашем примере [σ_н] = [σ_н] ₁=426МПа.

. Определение межосевого расстояния. По табл.1 П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов. В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл.1 П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba= 0,3.0,5 расчетное значение ψ_ba =0,4 и значение ψ_bdmax=1,4. Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):

По табл.1 П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ= 1,01. Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w:

мм.

По табл.1 П.13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w= 180мм.

. Определение модуля передачи.

мм

По табл.1 П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда являютсяm=2, 2.5, 3мм.

Примем m=2,5 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

принимаем Z₁=36.

Число зубьев колеса

.

. Определение фактического передаточного числа ступени.

Отклонение и_фоти:

.

. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка:

мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25.

Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьевпри высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

Уточняем коэффициент ψ_bd:

, что меньше ψ_bdmax =0,8

Проверочный расчет

. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

где D_пред-см. табл.1 П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при Т.о. улучшение для твердости поверхности 269.302 НВ D_пред=125 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заги толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заги S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е.40Х) по табл.1П.7 приложения 1П при Т.о. улучшение для твердости поверхности 235.262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =36<S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл.1 П.15 приложения 1П, исходя из υ=3,5 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес>2 м/с. 10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.  На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R=0,9.

Коэффициент

Z_V=1, т.к. υ<5 м/с.

Тогда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н] ₁и [σ_н] ₂ остались такими же, как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_RZ_V оказалось равным 0,9. Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е.

[σ_н] =426 МПа (см. п.2).

. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_tна делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

. Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На= 1 - для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл.1 П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,01.

По табл.1 П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350.

По табл.1 П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е=190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи

.

Расчетное значение контактного напряжения

 Мпа

Где b_w =b₂ =72 мм.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=352 МПа < [σ_н] =426 МПа.

. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл.1 П.9 приложения 1П для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе σ_Flim и коэффициент запаса S_F:

 МПа;

 МПа,

где Н_HB1и Н_HB2 - см. п.2. Для шестерни при Н_HB1,< 350 показатель q_F= 6, для колеса при Н_HB2,< 350 аналогично q_F= 6 [см. п.2.1].

Коэффициент приведения µ_F:

.

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h=18* 10³ часов:

;

где с, и с₂ - см. п.2. На основании рекомендаций, изложенных в п.2.1, определяем коэффициенты долговечности Y_N1и Y_N2. Для шестерни при N_FE>N_Flim1 принимается Y_N1=1. Для колеса при приN_FE>N_Flim1 принимается Y_N1=1. Тогда допускаемое напряжение изгиба:

 МПа;

. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент К_Fа= 1 - для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл.1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F=0,16.

Коэффициент g₀= 7,3 - см. п.12.

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

; .

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

 МПа;

 МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл.1 П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

 МПа;

 МПа.

где σ_Т-см. табл.1 П.7 приложения 1П: для шестерни из стали 40Х при Т.о. улучшение для твердости поверхности 269.302 НВ σ_Т1= 750 МПа; для колеса из стали 40Х при Т.о. улучшение для твердости поверхности 235.262 НВ σ_Т2= 640 МПа.

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину = 1792 МПа. Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке

 МПа,

где <т_н426 МПа - см. п.13; К_п=1,7 - см. исходные данные.

Статическая прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как выполняется условие

 МПа.

. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной

при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл.1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба σ_Fmax при кратковременной перегрузке:

 МПа,

 МПа,

где σ_F1 =109 МПа и σ_F2 =117 МПа - см. п.16.

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:

2.3 Расчет цепной передачи

По исходным данным:

а) электродвигатель привода - АИР 160 S <#"651452.files/image151.gif">

Д.Н. Решетов [4] считает, что предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров. С учетом этих рекомендации принимаем окончательно Z1= 22 и Z2= 52.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия z= 52<z_2max=120. Тогда фактическое передаточное число

Отклонение  и :

, что допустимо.

. Предварительное определение межосевого расстояния. По соображениям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30.50) р_ц, гдер_ц - шаг цепи, мм.

. Определение коэффициента эксплуатации к_э. По таблице 1П.29 приложения 1П:

а) коэффициент динамической нагрузки к_Д= 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния к_а = 1 [для а = (30.50) pц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту к_н=1 (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи к_РЕГ = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи Kc - 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при V< 4 м/с, см. таблицу Ш.28 приложения Ш)];

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток Креж=1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации

. Определение коэффициентов k_zи knЧисло зубьев малой звездочки типовой передачи принимается только  (см. таблицу 1П.30 приложения 1П).

Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z1= 22. Тогда коэффициент числа зубьев:

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₄ = 106об/мин. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₃ =100об/мин (см. таблицу 1 П.31 приложения 1П). Тогда коэффициент частоты вращения:

6. Выбор цепи.

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью [Рр] по табл.1 П.30 приложения 1П при Z01 = 22 и n01=106об/мин является [Р_Р] = 11 кВт для однорядной цепи ПР-25,4-57600 с шагом р_ц =25,4мм.

Для того, чтобы решить вопрос о том, подходит нам однорядная цепь с таким шагом или нет, определим, какие же при этом получаются делительные диаметры звездочек:

Так как ведомая звездочка диаметром d_d2 устанавливается на приводном валу, на котором в свою очередь находится ведущая тяговая звездочка (шаг t= 125 мм, число зубьев z = 12), определим делительный диаметр d_d, тяговой звездочки сравним их размеры:

Мы видим, что d_d2 не превышает d_dи не приводит к нарушению соразмерности конструкции. Принимаем решение о выборе цепи ПР-25,4-57600 ГОСТ 13568-75.

Скорость цепи:

По табл.1 П.28 приложения 1Пприназначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

. Определение межосевого расстояния и длины цепи. Ранее (см. п.3) из соображений долговечности цепи мы приняли, что предварительная величина межосевого расстояния а будет находится в диапазоне а = (20.50) р_ц.

Так как меньшее значение рекомендуется [3] для Uц = 1.2, а большее для U_ц = 6.7, при и_ц = 2,36 принимаем а = 35

.

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи

Округляем L_Pдо целого четного числа, для того, чтобы не применять специальных соединительных звеньев.

Тогда Lp = 108.

Для принятого значения L_P= 108 уточняем а:

Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние а уменьшают на величину . Тогда принимаем =0,5мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния  мм.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа. Окружная сила:

По табл.1П.33 приложения 1П коэффициент провисания цепи при горизонтальном ее расположении kf=6. По табл.1П.31 приложения 1П масса 1 м цепи ПР с шагом р_ц= 25,4мм составляет 2,6 кг, т.е. погонная масса q=2,6кг/м. Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви

,

где а = 1,32 м; g= 9,81м/с² - ускорение свободного падения.

Натяжение цепи от центробежных сил

Разрушающая нагрузка цепи ПР с шагом р_ч= 25,4 мм по табл.1П.31 F_P = 57,6 кН=57600 Н. Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи

где =1,3 - коэффициент динамической нагрузки (см. п.4).

Допускаемый коэффициент запаса прочности цепи но табл.1П.34 приложения 1П линейным интерполированием [S] = 2,8.

Цепь 3ПР - 25,4 - 57600 подходит, так как S=3,6> [S] = 2,8.

Нагрузка на валы цепной передачи:

где к_м= 1,15 - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи < 40°; к_м = 1,05 - при угле наклона передачи более 40° и при вертикальной передаче. Сила F_ц направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение AS (мм) звездочек от од ной плоскости и предельные углы их смещения S, перекоса валов у и их скрещивания (град) (рис.3.2) определяют по формуле:

;

;

;

.

3. Расчет и конструирование валов

3.1 Проектный расчет вала

1. Марка стали - 40Х, твердость 270 НВ.

. Определяем диаметры участков валов:

Диаметр выходного конца вала

,

Быстроходный вал-шестерня

мм, принимаем d=30 мм.

мм, принимаем d_п=40 мм.

мм, принимаем d_бп=48 мм.

Тихоходный вал

мм, принимаем d=48 мм.

мм, принимаем d_п=60 мм.

мм, принимаем d_бп=72 мм.

. После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:

Быстроходный вал-шестерня: l=72 мм, f=59 мм, u=59 мм.

Тихоходный вал: l=61 мм, f=61 мм, u=86мм.

. Силы на шестерне цилиндрической передачи: F_t1=3089 Н, F_r1=1112 Н.

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи: F_р=1653 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи: Н.

. Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Быстроходный вал-шестерня:

а) вертикальная плоскость:

Н;

Н;

Проверка:

Н.

б) горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Проверка:

Н.

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость: сечение C: 0

сечение A:  Н м;

сечение B: 0

б) вертикальная плоскость: сечение C: 0, сечение В:  Н м; сечение А: 0

Крутящий момент Т=143 Н м.

Рисунок 2. Эпюра изгибающих моментов.

Н м.

Эквивалентный момент:

Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Тихоходный вал:

Н;

Н;_цх= F_ц*cos 20=13857*cos20=13021 H;

Проверка:

Н.

б) горизонтальная плоскость:

F_цх= F_ц*sin 20=13857*sin20= 4739 H;

6. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость:

сечение A: 0

сечение С:  Н м;

сечение В:  Н м;

б) вертикальная плоскость:

сечение A: 0

сечение С:  Н м;

сечение В:  Н м;

Крутящий момент Т=417 Н м.

Определяем суммарный изгибающий, эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.

Наиболее нагруженное сечение В.

Рисунок 3. Эпюра изгибающих моментов.

Суммарный изгибающий момент:

Н м.

Эквивалентный момент:

Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=60 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

3.2 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал-шестерня:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5.2,5.

где S_σ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где σ_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; σ_-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 (см. с.8);  k_σ - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; β - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32.2,5 мкм принимают β= 0,97.0,90; ε_σ - масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k_σ/ε_σ = 4,25 (см. табл.8, с.32);

σ_а - амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

МПа,

где W - момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

;

ψ_σ - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψ_σ = 0,2 для углеродистых сталей, ψ_σ = 0,25.0,3 для легированных сталей;

σ_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила F_ана вал отсутствует или пренебрежимо мала, то σ_m = 0;

S_τ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где τ_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле; τ_-1 =0,58 σ_-1, τ_-1=230 МПа; k_τ - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; β - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32.2,5 мкм принимают β= 0,97.0,90; ε_τ - масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_τ/ε_τ =0,6 k_σ/ε_σ+0,4=0,6*4,25 + 0,4 = 2,95 (см. табл.8, с.32); ψ_τ - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψ_τ = 0,1 для всех сталей; τ_аи σ_т - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

Мпа,

где W_к - момент сопротивления при кручении, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

.

Подставляя полученные значения, получаем

, .

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым

обычно 1,5.2,5.

где S_σ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где σ_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; σ_-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 (см. с.8);

k_σ - эффективный коэффициент концентрации нормальных

напряжений;

β - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32.2,5 мкм принимают β= 0,97.0,90;

ε_σ - масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k_σ/ε_σ = 4,7 (см. табл.8, с.32);

σ_а - амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

МПа,

где W - момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

;

ψ_σ - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψ_σ = 0,2 для углеродистых сталей, ψ_σ = 0,25.0,3 для легированных сталей;

σ_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила F_ана вал отсутствует или пренебрежимо мала, то σ_m = 0;

S_τ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где τ_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле;

τ_-1 =0,58 σ_-1, τ_-1=230 МПа;

k_τ - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

β - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32.2,5 мкм принимают β= 0,97.0,90;

ε_τ - масштабный фактор для касательных напряжений; отношениеk_τ/ε_τ =0,6 k_σ/ε_σ+0,4=0,6*4,25 + 0,4 = 2,95 (см. табл.8, с.32);

ψ_τ - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ψ_τ = 0,1 для всех сталей;

τ_аи σ_т - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

Мпа,

где W_к - момент сопротивления при кручении, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

.

Подставляя полученные значения, получаем

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

4. Расчет шпоночных соединений

Ведущий шкив 1 - й клиноременной передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую 10*8. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=74 Н м; d - диаметр вала, d=30 мм; h - высота шпонки, h=8 мм; b - ширина шпонки, b=10; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=48-8=40 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁. =5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [σсм] = 75 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрическое

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую 20*12. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=417 Н м; d - диаметр вала, d=72 мм; h - высота шпонки, h=12 мм; b - ширина шпонки, b=20; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=60-20=40 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁. =7,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [σсм] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.

Ведущий шкив цепной передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую 14*9. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=417 Н м; d - диаметр вала, d=48 мм; h - высота шпонки, h=9 мм; b - ширина шпонки, b=14; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=64-14=50 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁. =5,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке ступице [σсм] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

Назначаем для быстроходного и тихоходного валов тип подшипника - радиальные шариковые однорядные.

Основные размеры (ГОСТ 8338-75):

Для быстроходного вал-шестерня - легкая серия, 209, d=40 мм, D=80 мм, B=19 мм, r=2 мм, С=33,2 кН, Со=18,6 кН.

Для тихоходного вала - легкая серия, 213, d=60 мм, D=110 мм, B=23 мм, r=2,5 мм, С=56 кН, Со=34 кН.

Смазка подшипников происходит тем же маслом, что и детали передач.

Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала

Определяем суммарные реакции в опорах

Н;

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника);  - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем );  = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника

 Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

где  коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

 обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

 - требуемая долговечность подшипника ( ч);

p - показатель степени (для шариковых подшипников р=3);

кН.

Условие  кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 208 удовлетворяет предъявляемым требованиям. Определяем действительную долговечность подшипника (в часах):

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала

Определяем суммарные реакции в опорах

Н;

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника);  -

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем

);  = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника

 Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

где  коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;  обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;  - требуемая долговечность подшипника ( ч); p - показатель степени (для шариковых подшибников р=3);

кН.

Условие  кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 213 удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Определяем действительную долговечность подшипника (в часах):

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.

6. Коструирование шкивов

Разработать конструкции шкивов клиноременной передачи. Тип ремня клиновой нормального сечения для сечения ремняВ а = 287 мм, d_p1= 140 мм, d_p2 = 280 мм, z = 5. Размеры цилиндрических концов валов: электродвигателя АИР 160 S4 - d_э= 42 мм; l₁=110 мм, быстроходного (входного) вала редуктора - d=30мм.

Решение.

Так как расчетные диаметры шкивов d_р1и d_р1 больше 100 мм иучитывая среднесерийный тип производства, принимаем решение изготавливать оба шкива с диском литыми из чугуна СЧ20. По табл.1П.37 приложения 1П для клиновою ремня нормального сечения В размеры профиля канавок обода: t=34,2 мм, lр=11 мм, р=15 мм; f=10 мм; h=13 мм. Угол α профиля канавки шкива: ведущегоа =34⁰ для d_p1=140 мм и ведомого а= 38° для d_p2=280 мм. Толщина обода чугунного шкива δ = (1,1.1,3) h = 1,1∙13 =14,3 мм; принимаем δ =14 мм.

Наружные диаметры шкивов:

d_e1=d_р1+ 2t = 140 + 2∙3=146 мм;

d_e21=d_р2+ 2t = 280 + 2∙3=286 мм;

При числе канавок на шкиве п = z= 4 ширина шкивов

B= (n-1) p+2f= (5-1) 15 + 2∙10 =80 мм.

Толщина диска С= (1,2.1,3) δ= 1,2∙14 =16,8 мм; принимаем С = 17 мм.

Размеры ступицы ведущего шкива: d_ст1=1,6d_э= 1,6∙42=67 мм; l_ст=1_э=110 мм. Фиксацию ступицы ведущего шкива на валу электродвигателя от случайных осевых смещений осуществляем установочным винтом М6 длиной 12 мм: Винт В. М6 - 6g х 12.14H.05 ГОСТ 1478 - 93 (см. табл.2П.35 приложения 2П).

Размеры ступицы ведомого шкива: d_ст1= 1,6d=1,6∙30=48 мм; l_cn2=l+ с =1,5∙30+3=48 мм, здесь с - 3 мм - зазор между концевой шайбой и торцом выходного конца быстроходного вала редуктора [крепление шкива осуществляем с помощью шайбы 7019 - 0629 ГОСТ 14734 - 69 (см. табл.2П.24 приложения 2П)].

Принимаем типы шкивов: ведущий - тип 5 (рис.6.7, д), ведомый - тип 4 (рис.6.7, г).

Принимаем литейные радиусы Л = 4.5 мм и литейные уклоны у - 1°.

Размер фаски /' в отверстии ступицы шкива по табл.2П. З приложения 2П: ведущего - f'= 1,2 мм; ведомого - f'= 1,6 мм. Размеры фасок по углам наружной поверхности ступицы и обода соответствующего шкива принимаем такого же размера f'.

7. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса

мм

мм

Принимаем

мм

Толщина стенок крышки корпуса

мм

Толщина фланца корпуса

мм

Толщина фланца крышки корпуса

мм

Диаметр фундаментных болтов

мм

Принимаем болты М16. Ширина нижнего пояса основания корпуса

мм

Принимаем

мм

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D =85 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

толщина стенки h₁ = 8 мм

диаметр болтовd = 8 мм

число болтовz = 4

Диаметр расположения отверстий:

₁ = D + 2,5 d = 85 + 20 = 105 мм

Диаметр крышки:

₂ = D₁ + 2,5 d = 105 + 20= 125 мм.

8. Смазывание зацеплений

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

= 0,6P =0,6∙11178=6,7 дм³

где N - мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (табл.10.8 с.253 [1])

= 1,04 м/с; s_Н = 804 МПа - -> 60 ∙ 10^-6 м²/с

Марка масла (табл.10.10. с.253 [1])

И - 70А.

9. Коструирование звёздочек

Разработать конструкции звездочекцепной передачи. Тип цепи: Цепь ПР-25,4-57600 ГОСТ 13568-75; расчетные диаметры шкивов: ведущего d_р1 = 171 мм, ведомого d_р2=423 мм. Размеры цилиндрических концов валов: тихоходный вал - d_э= 48 мм; l₁=56 мм.

Решение.

Так как расчетные диаметры звездочекd_р1и d_р2 больше 100 мм, принимаем решение изготавливать обе звездочки с диском литыми из чугуна СЧ20, размеры профиля канавок обода: t=3,3 мм, lр=11 мм, р=15 мм; f=10 мм; h=8,7 мм. Угол α профиля канавки звездочки: ведущего а =34⁰ для d_p1=100 мм и ведомого а= 36° для d_p2=140 мм. Толщина обода чугунного шкива δ = (1,1.1,3) h = 1,1∙8,7 =9,57 мм; принимаем δ =10 мм.

Наружные диаметры звездочек:

d_e1=d_р1+ 2t = 171 + 2∙3,3=177,6 мм;

d_e21=d_р2+ 2t = 423+ 2∙3,3=429,6 мм;= (n-1) p+2f= (2-1) 15 + 2∙10 =35 мм.

Толщина диска С= (1,2.1,3) δ= 1,2∙10 =12 мм; принимаем С = 15 мм.

Размеры ступицы ведущей звездочки: d_ст1=2d_э= 2∙48=96 мм; l_ст=1_э=60 мм. Фиксацию ступицы ведущего шкива на валу электродвигателя от случайных осевых смещений осуществляем установочным винтом М6 длиной 12 мм: Винт В. М6 - 6g х 12.14H.05 ГОСТ 1478 - 93 (см. табл.2 П.35 приложения 2П).

Размеры ступицы ведомой звездочки: d_ст1= 2d=2∙32=64 мм; l_cn2=1,5d + с =1,5∙32+3=51 мм, здесь с - 3 мм - зазор между концевой шайбой и торцом выходного конца быстроходного вала редуктора [крепление шкива осуществляем с помощью шайбы 7019 - 0629 ГОСТ 14734 - 69 (см. табл.2 П.24 приложения 2П)].

Принимаем литейные радиусы Л = 4.5 мм и литейные уклоны у - 1°.

Размер фаски /' в отверстии ступицы звездочки по табл.2П. З приложения 2П: ведущей - f'= 1,2 мм; ведомой - f'= 1,0 мм. Размеры фасок по углам наружной поверхности ступицы и обода соответствующей звездочки принимаем такого же размера f'.

10. Конструирование рамы

Установочные плиты и рамы предназначены для объединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундамент.

Конфигурацию и размеры литой плиты или сварной рамы определяют при выполнении компоновочного чертежа привода. Можно рекомендовать следующую последовательность его выполнения (рисунок 10.1).

В верхней части чертежа в масштабе вычерчивают контур электродвигателя.

В соединении с валом электродвигателя вычерчивают муфту. Вал редуктора соединяют с другой полумуфтой и вычерчивают контур редуктора с указанием положения фундаментных лап. В результате выясняют разность высот центров осей электродвигателя и редуктора h₀ и расстояние между болтами их крепления к плите (раме) l_б.

На главном виде вычерчивают контур плиты (рамы) и приступают к конструированию плиты (рамы) на виде сверху. Для этого в контурах электродвигателя и редуктора наносят центры и контуры опорных поверхностей (фундаментных лап). Опорные поверхности под лапы электродвигателя, редуктора и защитного кожуха для муфты (если он необходим по технике безопасности) на плите (раме) выделяют в виде приливов (платиков) и подвергают механической обработке. Ширину и длину приливов (платиков) назначают больше ширины b_э, b_p1, b_к и длины l₀, l_p, l_k опорных (присоединительных) поверхностей электродвигателя, редуктора и защитного кожуха на величину 2×С₀ = 8…10 мм.

Длину плиты (рамы) определяют следующим образом:

L = l₁₀+l_б+l₃+ (l₀ - l₁₀) / 2+l_р/2+2×C₀+ (8…12),

где l₁₀, l₃ - расстояния между болтами крепления электродвигателя и редуктора.

Высоту плиты (рамы) Н, в значительной мере определяющую жесткость, назначают в зависимости от L:

H = (0,08…0,12) ×L

По этому размеру принимается ближайший больший размер швеллера.

Ширину В₁ и В₂ рассчитывают по следующим зависимостям:

В₁ = b₁₀+b_э+2×C₀+ (8…10),

В₂ = b₁+b_р1+2×C₀+ (8…10).

где b₁₀ и b₁ - расстояние между болтами крепления электродвигателя и редуктора.

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы. Диаметр и число фундаментных болтов принимают следующими:

Ориентировочное расстояние между болтами должно быть равно 300…500 мм. При сложной конфигурации рамы число болтов может быть увеличено.

Глубина заложения болта Н = 150…300 мм, для болта с изогнутым концом Н » 20×d.

11. Выбор посадок