Основы конструирования

Московский инженерно–физический институт

(Технический университет)

Отделение №2

Кафедра ОИД

Расчетно–пояснительная записка по курсовому проекту по курсу

“Основы конструирования”

Выполнил

……………………..

Принял

Усольцев С.Н.

Новоуральск

–1996–

СОДЕРЖАНИЕ

Рис.1

Рис. 2

Рис. 3

1. Выбор кинематической схемы редуктора

Рассмотрим три возможные кинематические схемы редуктора, приведенные соответственно на рис.1, 2 и 3, отвечающие требованиям задания на проектирование и выберем наиболее подходящую, руководствуясь такими критериями, как стоимость, собираемость, ремонтопригодность, долговечность, плавность работы и т.д.

Рассчитаем кинематические параметры редукторов по нижеуказанным соотношениям и занесем результаты расчетов в табл. 1. Все формулы и соотношения взяты из [3].

Величина крутящего момента Т_ВЫХ на выходном вале:

,

где T_ЗАД–величина выходного крутящего момента, Нм;

–коэффициент полезного действия передачи.

Крутящий момент на промежуточном вале Т рассчитывается по формуле:

,

где Т_ПРЕД–крутящий момент на предыдущем вале;

u–передаточное отношение с предыдущего вала на расчетный.

Мощность Р, передаваемая валом, определяется как:

Р=Т,

где –угловая скорость вращения вала.

Минимально необходимый диаметр вала d может быть рассчитан следующим образом:

,

где []=(0.0250.03)_В–максимально допускаемое напряжение на изгиб, МПа. Для стали 40Х _В=600 при ТО–улучшение.

Общий КПД редуктора рассчитывается перемножением  всех валов и передач.

Таблица 1

Наименование характеристики	Схема 1	Схема 2	Схема 3
Передаточное отношение u12	3.15	3.15	11.11
u23	3.55	3.55	2.8
u34	2.8	–	3.15
u45	3.15	5	–
u56	–	3.15	–
u14	–	6.3	–
Частота вращения вала n1, об/мин	1000	1000	1000
n2	320	320	90
n3	90	90	32
n4	32	159	10
n5	10	32	–
n6	–	10	–
Крутящий момент на валу 1, Нм	146	143	137
2	437	300	1517
3	1506	1010	1349
4	1322	278	4040
5	4040	1349
6	–	4040
Мощность, передаваемая валом 1, Вт	15303	15024	14445
2	14660	10032	14299
3	14201	9519	4522
4	4430	4632	4230
5	4230	4522	–
6	–	291	–
Минимальный диаметр вала 1, мм	34	34	34
2	50	44	75
3	75	65	71
4	71	42	103
5	103	71	–
6	–	103	–
Общий КПД редуктора	0.84	0.81	0.66
Наружный диаметр шестерни d1, мм	73	60	90
Наружный диаметр колеса D2, мм	200	190	327
d2	60	56	90
D3	210	200	254
d3	90	–	90
D4	254	378	283
d4	90	65	–
D5	283	325	–
d5	–	90	–
D6	–	283	–
Длина редуктора, мм	730	650	400
ширина	560	650	700
высота	330	650	400

Вывод: выбираем схему 1, как обладающую многими преимуществами по сравнению со схемами 2 и 3, например: высокий КПД, умеренные габаритные размеры, сравнительно высокую технологичность изготовления (собираемость), смазываемость т.д.

1. Проектировочный расчет зубчатых передач

Беря за основу данные табл.1 и с помощью [2], мы рассчитаем геометрические параметры всех ступеней редуктора.

1. Расчет первой ступени

   1. Расчет геометрических параметров

Первая ступень состоит из конической зубчатой передачи с круговыми зубьями. Материал передачи выберем следующий:

• шестерня–ст. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =900 МПа, =270 МПа.

• колесо–ст. 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =850 МПа, =265 МПа.

Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев =35.

Определим допускаемое контактное напряжение, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N_HE:

,

где K_HL=1.1–коэффициент долговечности;

=900 МПа­–допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов N_H0 перемены напряжений для материала ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины.

_НР=900 МПа.

Далее, учитывая:

,

где _НР1=900 МПа–характеристика материала шестерни;

_НР2=850 МПа– характеристика материала колеса, получим:

=787 МПа.

Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи d_E1:

,

где К_d=835–коэффициент, учитывающий геометрические параметры конической передачи;

K_be=0.3–коэффициент ширины зубчатого венца, так как U>3;

K_H=1.15–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии значения параметра

=0.6,

=63 мм.

Рассчитаем внешнее конусное расстояние R_e:

,

где ₁=arctg(U)=17.6–угол заборного конуса шестерни.

=104 мм.

Вычислим модуль передачи m_te:

,

где z₁=16– принятое согласно [2] количество зубьев шестерни.

m_te=63/16=4.5 мм.

Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый средний нормальный модуль m_nm:

,

где K_m=10–для колес с круговыми зубьями;

K_F=1.24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии значения параметра

=0.6;

–коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле:

,

где Y_F1=3.9–принимается по таб. 7.1. при z₁=14;

x₁=0.012–коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по таб. 7.3. при круговых зубьях.

=3.9;

_bd=0.63–коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению:

;

_Fp=270 МПа–допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N_HE; рассчитаем согласно:

,

где K_FL=1;

=270–допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины;

=2.883 мм.

Проверка на соответствие величины модулей передачи:

,

–практически тождество.

Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи:

,

где d_ae1–внешний диаметр вершин зубьев шестерни;

h_ae1–внешняя высота головки зуба.

d_ae1=73 мм.

Сделав аналогичные расчеты для колеса, получим:

d_ae2=200 мм.

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни В₁:

,

В₁=97 мм.

??? ????????? передачи первой ступени занесем в табл. 2.

Таблица 2

Параметр	Значение
Тип	Коническая с круговым зубом
dae1	73 мм
dae2	200 мм
Re	107 мм
B1	97 мм
z1	16
z2	44

1. Расчет сил, действующих в зацеплении

Окружная сила:

,

=4634 н.

Радиальная сила на шестерни:

,

где знак в зацеплении взят из табл. 7.8 при условии вращении шестерни по часовой стрелки и правом направлении линии наклона зубьев.

=13000 н.

Осевая сила на шестерни:

,

где знак выбран при аналогичных условиях.

=7960.

Расчет для колеса:

,

=8186 н.

,

=12910 н.

1. Подбор подшипников

Выберем ориентировочно однорядные роликоподшипники средней широкой серии. Для расчета эквивалентной нагрузки воспользуемся схемой расчета, представленной в [2]. Пусть:

,

где F_s–осевая сила, возникающая в подшипнике в результате действия радиальной нагрузки;

=5700 н.

Тогда согласно таблице 11.3 имеем:

,

где F_a1­–осевая нагрузка в удаленном подшипнике;

F_a2­–осевая нагрузка в подшипнике, ближайшем к шестерне;

F_a1­=5700 н;

F_a2­=5700+12910=18700 н.

Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р:

,

где V=1–коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце;

Х–коэффициент осевой нагрузки;

Y– коэффициент радиальной нагрузки;

K=1.5–коэффициент безопасности;

K_Т=1–температурный коэффициент;

F_r–радиальная нагрузка, действующая на один подшипник; при условии разнесенности опор можно предполагать, что вся радиальная нагрузка действует на один подшипник.

F_x–осевая нагрузка.

=51000 н.

Следует взять подшипник 7606 со следующими характеристиками:

d=30мм–посадочный диаметр;

D=90 мм–наружный диаметр;

T=26.25 мм–габаритная ширина подшипника;

T=21 мм–ширина внутреннего кольца подшипника;

С₀=51000 н–грузоподъемность достаточна.

Для второй опоры выберем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А.

1. Расчет второй ступени

Вторая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом наклона зубьев =15. Материал передачи выберем следующий:

• шестерня–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1100 МПа, =300 МПа.

• колесо–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1050 МПа, =295 МПа.

Произведем расчет диаметра основной окружности шестерни d_w1, пользуясь формулой [2] 6.2:

,

где K_d=675–коэффициент для косозубых колес;

K_H=1.27–учитывает распределение нагрузки по ширине венца, взят из табл. 6.3;

_bd=1–учитывает ширину зубчатого венца, табл. 6.3;

_НР=967 МПа–предельно допускаемое напряжение по контактным напряжением для выбранного материала;

60 мм.

Рассчитаем минимально необходимый модуль по:

1. контактной прочности m:

m=d_w1cos/z₁,

где z₁=17–число зубьев шестерни.

m=60cos15/17=3.5;

2. по напряжениям изгиба:

,

где K_m=11.2 для колес;

K_F=1.24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, табл. 6.3;

Y_F1=3.9–принимается по таб. 7.1. при z₁=17;

_bd=1–коэффициент ширины зубчатого венца, табл. 6.3;

_Fp=300 МПа–допускаемое напряжение изгиба,

=3.5 мм.

Межосевое расстояние a_w:

,

a_w=140 мм.

d₂=210 мм.

z₂=59.

Параметры передачи занесем в табл. 3.

Таблица 3

Параметр	Значение
d1	60
d2	210
bw	60
z1	17
z2	59

Силы, действующие в зацеплении:

F_t=15000 н–окружная сила;

F_R=5500 н– радиальная сила;

F_Х=5000 н–осевая сила.

Подшипники назначим: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А.

1. Расчет третьей ступени

Расчет будет производиться аналогично расчету ступени один, поэтому описание некоторых коэффициентов и параметров будут опущены.

Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев =35.

Материал передачи выберем следующий:

• шестерня–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1100 МПа, =300 МПа.

• колесо–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1050 МПа, =295 МПа.

Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи d_E1:

,

где U=2.8–передаточное отношение;

T₁=496 нм–крутящий момент на шестерне;

К_d=835–коэффициент, учитывающий геометрические параметры конической передачи;

K_be=0.3–коэффициент ширины зубчатого венца;

K_H=1.15–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии значения параметра

=0.6

=90 мм.

Рассчитаем внешнее конусное расстояние R_e:

,

где ₁=arctg(U)=19.6–угол заборного конуса шестерни.

мм.

Вычислим модуль передачи m_te:

,

где z₁=20– принятое согласно [2] количество зубьев шестерни.

m_te=90/20=4.5 мм.

Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый средний нормальный модуль m_nm:

,

где K_m=10–для колес с круговыми зубьями;

K_F=1.24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса; принимаем согласно [2] таб. 7.2. при условии значения параметра

=0.6

–коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле:

,

где Y_F1=3.87–принимается по таб. 7.1. при z₁=20;

x₁=0.012–коэффициент изменения толщины зуба у шестерни; принимается по таб. 7.3. при круговых зубьях.

=3.96;

_bd=0.63–коэффициент ширины зубчатого венца; вычисляется по соотношению:

;

_Fp=330 МПа–допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N_HE; рассчитаем согласно:

,

где K_FL=1.1–коэффициент долговечности;

=300–допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины;

=2 мм.

Проверка на соответствие величины модулей передачи:

,

–примерно совпадает.

Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи:

,

где d_ae2–внешний диаметр вершин зубьев шестерни;

h_ae2–внешняя высота головки зуба.

d_ae2=254 мм.

z₂=56–число зубьев колеса. Расчет сил в зацеплении производится по алгоритму пункта 3.3.3.

??? ????????? передачи третьей ступени занесем в табл. 4.

Таблица 4

Параметр	Значение
Тип	Коническая с круговым зубом
dae1	90 мм
dae2	254 мм
Re	134 мм
B1	125 мм
z1	20
z2	56

Подшипники назначим: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А.

1. Расчет четвертой ступени

Четвертая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом наклона зубьев =15. Материал передачи выберем следующий:

• шестерня–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1100 МПа, =300 МПа.

• колесо–ст. 40Х, нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием;=1050 МПа, =295 МПа.

Произведем расчет диаметра основной окружности шестерни d_w1, пользуясь формулой [2] 6.2.:

,

где K_d=675–коэффициент для косозубых колес;

K_H=1.27–учитывает распределение нагрузки по ширине венца;

_bd=1–учитывает ширину зубчатого венца;

_НР=967 МПа–предельно допускаемое напряжение по контактным напряжением для выбранного материала.

90 мм.

Рассчитаем минимально необходимый модуль по:

1.контактной прочности m:

m=d_w1cos/z₁,

где z₁=17–число зубьев шестерни.

m=90cos15/17=4.5;

2.по напряжениям изгиба:

,

где K_m=11.2 для косозубых колес;

K_F=1.24–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;

Y_F1=3.71–принимается по таб. 7.1. при z₁=20;

_bd=1–коэффициент ширины зубчатого венца;

_Fp=320 МПа–допускаемое напряжение изгиба,

=4.5 мм.

Некоторые геометрические параметры.

Межосевое расстояние a_w:

,

a_w=200 мм;

d₂=283 мм;

z₂=54.

Параметры передачи занесем в табл. 3.

Таблица 3

Параметр	Значение
d1	90 мм
d2	283 мм
bw	90 мм
z1	17
z2	54

Силы в зацеплении:

F_t=30000 н;

F_r=11000 н;

F_x=8000 н.

1. Проверочный расчет четвертой ступени

Расчет максимальных контактных напряжений в передаче произведем по формуле:

,

где Z_H=1.71–коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев согласно таб. 6.10;

Z_M=274–коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; принимаем по таб. 6.4;

Z=0.79–коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; вычислим по формуле:

,

где =1.41–коэффициент торцевого перекрытия.

0.625.

Далее, вычислим удельную окружную силу w_Ht:

,

где F_t=30000 н–окружная сила;

b_w=90–ширина зубчатого венца;

К_Н=1.05–из табл. 6.11 при 8 степени точности;

К_Н=1.37–из табл. 6.3 при _bd=1 и твердости рабочих поверхностей НВ>350;

К_Нv–коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

,

где w_Hv–удельная окружная сила, н/мм;

,

где _H=0.004–коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба, определяется по табл. 6.12;

g₀=61–коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем по табл. 6.13;

v=0.14 м/с­–окружная скорость передачи;

а_w=200 мм–межосевое расстояние.

68;

=1.15;

440;

=796<[]=967 МПа.

Выполним расчет на изгибную выносливость зубьев. Действующие напряжения изгиба:

,

где Y_F=3.71–коэффициент формы зуба, принимается по таб. 6.7;

Y=1–коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Y=0.892–коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

,

Далее, вычислим удельную окружную силу w_Ft:

,

где К_F– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по формуле:

К_F=1/,

К_F=1.05;

К_F=1.57–из табл. 6.3 при _bd=1 и твердости рабочих поверхностей НВ>350;

К_Fv–коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

,

где w_Fv–удельная окружная сила, н/мм;

,

где _H=0.006–коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба;

206;

=1.63;

462;

=330<[_F]=330 МПа.

Проверим при действии максимальной нагрузки. На контактную прочность:

,

где _Н=967 МПа;

T_1max/T₁=1.2–отношение пускового момента к рабочему–взято из [1];

_Нрmax–максимально допустимая нагрузка;

_Нрmax=40HRC,

_Нрmax=2000 МПа.

2000.

На изгибную прочность:

,

где _F=320 МПа;

_Fрmax–максимально допустимая нагрузка–для цементованных зубьев:

_Fрmax=2_Fmax,

_FРmax=640 МПа.

640.

R₁

R₂

F_R

М_ИЗГ

М_КР

F_X

Рис. 4

1. Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала

Согласно проектировочному расчету, примем d=100 мм. Схема сил, действующих на вал, приведена на рис. 4.

F_t=30000 н;

F_r=11000 н;

F_а=8000 н.

Максимальный крутящий момент Т_max:

Т_max=4040 нм.

Максимальный изгибной момент М_max:

,

1650 нм.

Коэффициент запаса прочности вала s:

,

где s–коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; рассчитывается по формуле:

,

где _-1=473 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле

_-1=0.43_в,

k=1.7–эффективный коэффициент концентрации напряжений, взят по табл. 8.7 [1];

=0.7–масштабный коэффициент для нормальных напряжений, определяется по табл. 8.8;

=0.9–коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; R_a=2.5 мкм.

_v=16 МПа–максимальное напряжение изгиба;

;

_m=–среднее напряжение цикла нормальных напряжений; рассчитаем по формуле

,

_m=1 МПа;

=0.5–для легированных цементованных закаленных сталей;

=10;

s–коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; рассчитывается по формуле:

,

где _-1=224 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле

_-1=0.58_-1,

k=1.5–эффективный коэффициент концентрации напряжений, взят по табл. 8.7 [1];

=0.59–масштабный коэффициент для нормальных напряжений, определяется по табл. 8.8;

=0.9–коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; R_a=2.5 мкм.

_v=_m=10 МПа – максимальное напряжение изгиба; рассчитывается по формуле:

,

=0.5–для легированных цементованных закаленных сталей;

=7.

=5.79–неприемлемо. После пересчета на меньший диаметр получаем:

d=65 мм, для которого s=1.59.

1. Проверочный расчет шлицевого соединения

Выполним расчет выполним по формуле [1] для эвольвентного шлицевого соединения:

,

где Т=4040 нм–передаваемый крутящий момент;

z=22–число зубьев;

А_см=210^-4 м²–расчетная поверхность смятия согласно формуле:

А_см=0.8ml,

где m=3 мм–модуль эвольвентного зацепления;

l=90 мм–длина зацепления;

R_ср=32.5 мм–средний радиус;

[_см]=120 МПа–при спокойной нагрузке и неподвижном соединении;

–верно.

1. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала

Проектируем подшипники согласно величине посадочного диаметра. Вследствие использования в редукторе зубчатых передач со значительными осевыми нагрузками будем использовать однорядные роликоподшипники легкой серии.

Эквивалентная нагрузка Р:

,

где V=1–коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце;

Х–коэффициент осевой нагрузки;

Y– коэффициент радиальной нагрузки;

K=1.5–коэффициент безопасности;

K_Т=1–температурный коэффициент;

F_r–радиальная нагрузка действующая на один подшипник, учитывая симметричность расположения опор и F_r=11000;

F_x–осевая нагрузка.

Расчет производим согласно [4]. Предполагаем, что будем использовать однорядные роликоподшипники легкой серии. Эквивалентная нагрузка Р рассчитывается по соотношению, взятому для данного типа подшипников:

,

где F_r=5500 н–радиальная нагрузка действующая на один подшипник, учитывая симметричность расположения опор и F_r=11000;

F_x=8000 н–осевая нагрузка.

Р=(0.415500+1.918000)=26200 н.

Данное соотношение справедливо при:

F_a/(VF_r)>e,

где e=0.31–характеристика подшипника.

5500/8000>0.31.

Принимаем подшипник 7214 легкой серии со следующими характеристиками:

d=70 мм–посадочный диаметр;

D=125 мм–внешний диаметр наружных колец;

T=26.25 мм–габаритная ширина подшипника;

T=21 мм–ширина внутреннего кольца подшипника;

С₀=82000>26200 н–грузоподъемность превышает необходимый минимум в 3 раза.

1. Тепловой расчет редуктора

Согласно [3], тепловой расчет редуктора необходимо проводить в случае употребления червячной передачи или низкого общего КПД редуктора. Условие работы редуктора без перегрева [3]:

,

где t_м–температура масла;

t_в=20С–температура окружающей среды;

Р=12200 Вт–подводимая мощность;

k_t=17 Вт/(м^2С)–коэффициент теплопередачи редуктора;

А=1.5 м²–площадь теплоотдачи редуктора;

t=60С–допускаемый перепад температур между маслом и окружающим воздухом.

–достигается.

Объем масла, необходимый в редукторе, рассчитаем по ориентировочному соотношению 0.5 литра на 1 кВт передаваемой мощности–общий объем масляной ванны примем равным 5 литрам.

Вязкость масла  определяется по рис.19.1 при рассчитанном значении следующего параметра:

,

где Н_HV=2000–твердость по Виккерсу;

_Н=796 МПа–максимальные контактные напряжения;

v=0.14 м/с–окружная скорость в зацеплении.

=120. Тогда =7510⁶ м²/с–назначение повышенной

вязкости масла связано с применением роликовых подшипников и невысокими окружными скоростями. Выберем масло индустриальное И–70Ас температурой застывания –10С.

1. Расчет параметров корпусной детали

Для расчета воспользуемся алгоритмом, приведенном в таб. 17.1 [3]. Толщина стенок корпуса  определяется по соотношению:

,

где Т_тих–максимальный крутящий момент на тихоходном валу.

8.9 мм. Но, учитывая трудности при отливке подобных заготовок, рассчитаем следующую величину N:

,

где L, B, H–длина, высота и ширина отливки.

0.78­–что согласно рис.17.1 [3] при исполнении отливки из чугуна СЧ 15–32 соответствует 10 мм. Выбираем =10 мм.

Толщина фундаментных лап h:

,

где d–диаметр фундаментных болтов;

,

25 мм;

h=1.525=37.5 мм.

2. Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский—М.: Машиностроение, 1984.

1. Расчет и проектирование деталей машин/К.П. Жуков—М.: Машиностроение, 1978.

1. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев–Л.: Машиностроение, 1983.

1. Подшипники качения. Справочник–каталог./Под редакцией В.Н. Нарышкина—М.: Машиностроение, 1984.