Проектирование привода к вращающейся муфельной печи

Министерство  образования и науки РФ

ГОУВПО ИГХТУ

Кафедра «Механика и компьютерная графика»

 

 

 

 

 

Расчётно-пояснительная  записка к курсовому проекту 

по дисциплине «Прикладная механика»

 

Тема: «Проектирование  привода к вращающейся муфельной печи»

 

 

 

 

                                                                 Разработал: студент гр.3/16

                                                                     Иванов М.С.                                                         

                                                          Руководитель: Степанова Т.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Иваново 2012

Задание.

Спроектировать привод к вращающейся муфельной печи. Мощность на рабочем валу машины N_р.в.=3,7 кВт, скорость вращения рабочего вала n_р.в.=4,8 об/мин.

 

1. Выбор и оптимизация привода

Привод – устройство для приведения в действие машин  от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или передачи.  Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наибольшее распространение  в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523 – 81. Двигатели выпускаются с синхронной частотой 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин. Электродвигатели с низким числом оборотов имеют большие размеры и соответственно  большую стоимость. Двигатели с большой частотой вращения (3000 об/мин) имеют меньший рабочий ресурс по сравнению с низкооборотными двигателями. Исходя из этого выбираем двигатель с числом оборотов – 1000 об/мин, тогда общее передаточное число привода (без учета скольжения):

1)  u_пр = 3000/4,8 = 625

2)  u_пр = 1500/4,8 = 312,5

3)  u_пр = 1000/4,8 = 208,3

4)  u_пр =   750/4,8 = 156,3

Стандартные редукторы  выпускаются с фиксированным  передаточным отношением, поэтому в  приводе необходимо предусмотреть  открытую передачу. В приводах технологических машин для понижения частоты вращения  вала электродвигателя применяют ременные, цепные и открытые зубчатые  передачи. Выбираем открытую зубчатую передачу, причем колесо открытой передачи размещаем непосредственно на корпусе печи.

, поэтому предлагается U_пр=U_р*U_{отк.з.п.} Выбираем U_р=25, тогда U_отк.з.п=8.

 

Кинематическая  схема проектируемого привода:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода и выбор

стандартного  электродвигателя

1.1. Общий КПД привода:

                                     η = η_ред η_о.з.п.= η₁²η₂ η₃⁴

        где  η₁  = 0,98 – КПД зубчатой закрытой передачи

                   η₂ = 0,96 – КПД зубчатой открытой передачи

                      η₃  = 0,99 – КПД пары подшипников

η = 0,98²·0,96·0,99⁴ = 0,885

1.2. Требуемая мощность электродвигателя:

N_тр = N/η =3,7/0,885 =4,2 кВт

Выбираем  асинхронный электродвигатель 4А112МВ6У3 [1c.43]:

мощность  - 4 кВт

синхронная  частота – 1000 об/мин

скольжение  – 5,1%

рабочая частота  1000(100 – 5,1)/100 = 949 об/мин.

Перегрузка (4,2 –4,0)100/4,0 =5%, что допустимо.

1.3. Передаточное число:

u = n₁/n_р.в. = 949/4,8 = 197,7

принимаем предварительно для открытой зубчатой передачи

u_з.п.о. = 8,0 тогда передаточное число редуктора

u_р = u/ u_з.п.о. =198/8 = 25

Передаточное число быстроходной ступени принимаем по ГОСТ 2185-66 u₁=4,0; передаточное число тихоходной ступени принимаем u₂ =6,3.

Уточняем  передаточное число открытой передачи:

u₃ = u/u₁u₂ = 75,8/4,0×6,3 = 7,85.

1.4. Числа оборотов валов и  угловые скорости:

n₁ = n_дв =  949 об/мин,      w₁ = 949π/30 = 99,3 рад/с,

n₂ = n₁/u₁ = 949/4,0 = 237,25 об/мин,  w₂= 237,25π/30 = 24,8  рад/с,

n₃ = n₂/u₂ = 237,25/6,3 = 37,66 об/мин,   w₃= 37,66π/30 = 3,94 рад/с,

n₄ = n₃/u₃ = 37,66/7,85  = 4,80 об/мин,    w₄= 4,80π/30 = 0,50 рад/с.

1.5. Мощности, передаваемые валами:

N₁ = N_двη₃ = 4,0∙0,99 = 3,96  кВт,

N₂ = N₁η₁h₃ = 3,96∙0,98∙0,99 = 3,84 кВт,

N₃ = N₂η₁η₃ = 3,84∙0,98∙0,99  = 3,73 кВт,

N₄ = N₃η₂η₃ = 3,73∙0,96×0,99  = 3,54 кВт.

1.6.Крутящие моменты:

М₁ = N_дв/w₁ = 4,0·10³/99,3 = 40,3 Н·м,

М₂  = 3,84·10³/24,8 = 154,8 Н·м,

М₃ = 3,73·10³/3,94 = 946,7 Н·м,

М₄ = 3,54·10³/0,50 = 7080 Н·м.

 

2. Расчет  быстроходной ступени редуктора

 

1. Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем сталь 45, нормализация:

- шестерня НВ280,

- колесо НВ250.

 

2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое контактное напряжение:

[s]_H = s_H0K_HL/S_H,

где s_Н0 – предел контактной выносливости,

s_Н0 = 2НВ+70 = 2×250+70 = 570 МПа.

K_HL = 1 – коэффициент долговечности, при НВ<550 n>8,3 об/мин,

S_H = 1,1 – коэффициент безопасности при нормализации.

[s]_H = 570×1/1,1 = 518 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба:

[s]_F = s_F0K_FLK_FCY_S/S_F

где K_FL =1 – коэффициент долговечности [1c.76],

K_FC =1 – коэффициент двухстороннего приложения нагрузок,

Y_S = (1,1+1,035)/2=1,0675 – коэффициент градиента напряжений,

S_F – коэффициент безопасности.

S_F =   S`_F S``_F = 1,75×1,0 = 1,75,

где S`_F = 1,75 – коэффициент нестабильности,

S``_F = 1,0 – для штамповок.

s_F01 = 1,8HB = 1,8×280 = 504 МПа

s_F02 = 1,8HB = 1,8×250 = 450 МПа

[s]_F1 = 504×1×1,0×1,0675/1,75 = 307 МПа

[s]_F2 = 450×1×1,0×1,0675/1,75 = 274 МПа

3. Межосевое расстояние

,

где К_а = 430 – для косозубых передач,

      К_Нb=1,11 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

      y_bа = 0,4 – коэффициент ширины колеса.

a_W = 430(4,0 +1)×[154,8×1,11/(518²×4,0²×0,4)]^1/3 = 102 мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36]   a_W = 100 мм

 

4. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01 ¸ 0,02)а_W = (0,01 ¸ 0,02)×100 = 1,0¸ 2,0 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 78] m = 1,5 мм

Число зубьев:

- суммарное  z_c = 2a_Wcosb/m = 2×100cos10°/1,5= 131,

- шестерни  z₁ = z_c/(u+1) = 131/(4,0 +1) = 26,

колеса   z₂ = z_c–z₁ = 131– 26 =105;

уточняем передаточное отношение:  u = z₂/z₁ =105/26 = 4,04

Действительное значение угла наклона:

cosb = z_cm/2a_W = 131×1,5/2×100 = 0,9825® b = 10,73°.

Фактическое межосевое  расстояние:

a_W = z_cm/2cosb = 131×1,5/2cos 10,73° = 100 мм.

делительные диаметры:

m_t=m_n=1,5

d₁ = m_tz₁/cosb = 1,5×26/cos 10,73° = 39,7 мм,

d₂ =105×1,5/cos 10,73° = 160,3 мм;

 

 

диаметры выступов:

d_a1 = d₁+2m_n= 39,7+2×1,5 = 42,7 мм,

d_a2 = 160,3+2×1,5 = 163,3 мм;

диаметры впадин:

d_f1 = d₁– 2,5m_n= 39,7 – 2,5×1,5 = 36,0 мм,

d_f2 = 160,3–2,5×1,5 = 156,6 мм;

ширина колеса:

b₂ =  y_baa_W  =  0,4×100 =40 мм;

ширина шестерни:

b₁ =  b₂+4  = 40+4 = 44 мм;

коэффициент   y_bd = b₁/d₁ =44/39,7 = 1,11;

шаг нормальный:

t_n=m_np=3,14×1,5=4,71мм;

окружная  толщина зубьев:

S= m_np/2=3,14×1,5/2 = 2,356 мм;

ширина впадин зубьев:

е= m_np/2=3,14×1,5/2 = 2,356 мм;

высота зуба:

h = 2,25m_n=2,25×1,5 = 3,375 мм;

высота ножки  зуба:

h_f = 1,25m_n=1,25×1,5 = 1,875 мм;

высота головки зуба:

h_а = m_n= 1,5 мм;

радиальный  зазор:

с = 0,25m_n=0,25×1,5 = 0,375 мм.

5. Окружная скорость

V₁= pd₁n₁/6×10⁴ = p×39,7×949/6×10⁴ = 2,0 м/с.

Принимаем 8-ю  степень точности.

 

6. Силы, действующие на колеса ступени

Окружная  сила:

Р₁ = 2М₁/d₁ = 2×40,3×10³/39,7 =2030 H.

Р₂ = 2М₂/d₂ = 2×154,8×10³/160,3 =1931 H.

Радиальная  сила

F_r1 = P₁tga/cosb =2030×tg20°/cos 10,73° = 752 Н.

F_r2 = P₂tga/cosb =1931×tg20°/cos 10,73° = 715 Н.

Осевая сила:

F_a1 = P₁tgb =2030×tg 10,73° = 385 Н.

F_a2= P₂tgb =1931×tg 10,73° = 366 Н.

 

7. Расчетное контактное напряжение:

.

где Z_H – коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

      Z_e – коэффициент суммарной длины контактных линий,

      К_Нa = 1,094– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  между зубьями,

      К_Нb = 1,08 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

      К_Нv=1,0 – коэффициент динамической нагрузки.

Z_H = (2cosb/sin2a)^0,5 = [2cos 10,73°/sin(2×20)]^0,5 = 1,75.

Z_e = (1/e_a)^0,5 = (1/1,70)^0,5 = 0,768,

где e_a – коэффициент торцевого перекрытия.

e_a = (1,88 – 3,2(1/z₁+1/z₂))cosb =

= (1,88– 3,2(1/26+1/105))cos10,73°= 1,70

Недогрузка: (518-495)100/518 = 4,5% допустимо 15%

 

8. Проверка передачи по напряжениям изгиба

s_F = Y_FY_b2000MK_FaK_FbK_Fv/(bdm),

где Y_F –коэффициент формы зуба,

      Y_b - коэффициент наклона зуба,

Y_b = 1 - b/140 = 1 -  10,73°/140 = 0,923.

      K_Fa = 0,91 при 8 ст. точности,

      K_Fb = 1,07 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

      K_Fv = 1,1 – коэффициент динамической нагрузки.

Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы  зуба:

Z_экв = Z/cosb³,

Z_экв1 = Z₁/cosb³ = 26/cos 10,73°³ = 27,4 ® Y_F1 = 3,85,

Z_экв2 = Z₂/cosb³ =105/cos 10,73°³ = 110,7 ® Y_F2 = 3,60.

Отношение [s]_F/Y_F:

[s]_F1/Y_F1 = 307/3,85 = 79,74 МПа

[s]_F2/Y_F2 = 274/3,60 = 76,25 МПа

так как отношение [s]_F1/Y_F1 > [s]_F2/Y_F2, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса

s_F2 = 3,60×0,923×2000×154,8×0,91×1,07×1,1/(40×160,3×1,5) = 115 МПа

Условие s_F2  < [s]_F2 выполняется

 

 

Таблица 2.1.

Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи   

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		100
Число зубьев	шестерни	26
	колеса	105
Модуль зацепления нормальный, мм		1,5
Модуль зацепления торцовый, мм		1,5
Делительный диаметр, мм	шестерни	39,7
	колеса	160,3
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	42,7
	колеса	163,3
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	36,0
	колеса	156,6
Угол наклона зубьев, град		10,73
Шаг нормальный, мм		4,71
Ширина впадин зубьев, мм		2,356
Окружная толщина зубьев, мм		2,356
Высота зуба, мм		3,375
Высота ножки зуба, мм		1,875
Высота головки зуба, мм		1,5
Радиальный зазор, мм		0,375
Ширина венца, мм	шестерни	44,0
	колеса	40,0
Окружная сила, Н	шестерни	2030
	колеса	1931
Радиальная сила, Н	шестерни	752
	колеса	715
Осевая сила, Н	шестерни	385
	колеса	366

3. Расчет тихоходной прямозубой ступени редуктора

1. Выбор материалов зубчатой пары.

    

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени.

 

2. Межосевое расстояние

,

где К_а = 495 – для прямозубых передач,

      К_Нb=1,14 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

y_bа = 0,315 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

y_bd = 0,5y_bа (u+1)=0,5×0,315(6,3+1)=1,15 – коэффициент ширины колеса относительно диаметра;

a_W = 495(6,3+1)×[946,7×1,14/(518²×6,3²×0,315)]^1/3 = 247 мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36]   a_W = 250 мм

 

3. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01 ¸ 0,02)а_W = (0,01 ¸ 0,02)×250 = 2,5¸5,0 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 78] m = 4 мм

Число зубьев:

- суммарное  z_c = 2a_W/m = 2×250/4 = 125,

- шестерни  z₃= z_c/(u+1) = 125/(6,3 +1) = 17,

колеса   z₄= z_c–z₃= 125– 17 =108;

уточняем  передаточное отношение:  u = z₄/z₃ =108/17 = 6,35,

делительные диаметры:

d₃ = mz₃ = 4×17 =68 мм,     d₄ =108×4 = 432 мм;

диаметры выступов:

d_a3 = d₃+2m =68+2×4 = 76 мм,   

d_a4 = 432+2×4 = 440 мм;

диаметры впадин:

d_f3 = d₃– 2,5m = 68 – 2,5×4 = 58 мм,    

d_f4 = 432–2,5×4 = 422 мм;

ширина колеса:

b₄ =  y_baa_W  =  0,315×250 =79 мм;

ширина шестерни:

b₃ =  b₄+5  = 79+4 =83 мм;

коэффициент   y_bd = b₃/d₃ =83/68 = 1,22.

шаг нормальный:

t_n=m_np=3,14×4 = 12,56 мм;

окружная толщина зубьев:

S= m_np/2=3,14×4/2 = 6,28 мм;

ширина впадин зубьев:

е= m_np/2=3,14×4/2 = 6,28 мм;

высота зуба:

h = 2,25m_n=2,25×4 = 9 мм;

высота ножки  зуба:

h_f = 1,25m_n=1,25×4 = 5 мм;

высота головки  зуба:

h_а = m_n= 4 мм;

радиальный  зазор:

с = 0,25m_n=0,25×4 = 1 мм.

 

4. Окружная скорость

V = pdn/6×10⁴ = p×68×37,66/6×10⁴ = 0,13 м/с.

Принимаем 8-ю степень  точности.

 

5. Силы, действующие в зацеплении

Окружная  сила:

Р₃ = 2М₂/d₃ = 2×154,8×10³/68 = 4553 H.

Р₄ = 2М₃/d₄ = 2×946,7×10³/432 = 4383 H.

Радиальная  сила

F_r3 = P₃tga =4553×tg20° = 1657 Н.

F_r4 = P₄tga =4383×tg20° = 1595 Н.

 

6. Расчетное контактное напряжение:

.

где Z_H=1,76 – для прямозубой передачи,

      Z_e – коэффициент суммарной длины контактных линий,

      К_Нa = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  между зубьями для прямозубой передачи,

      К_Нb = 1,15 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

      К_Нv=1,05 – коэффициент динамической нагрузки.

Z_e = [(4-e_a)/3]^0,5 = [(4 – 1,66)/3]^0,5 = 0,88,

где e_a – коэффициент торцевого перекрытия.

e_a = 1,88 – 3,2(1/z₁+1/z₂) = 1,88– 3,2(1/17+1/108)=1,66

Недогрузка: (518-475)100/518 =8,2%, допустимо 15%

 

7. Проверка передачи по напряжениям изгиба

s_F = Y_FY_b2000MK_FaK_FbK_Fv/(bdm),

где Y_F –коэффициент формы зуба,

      Y_b = 1 – для прямозубых колес,

      K_Fa = 0,91 при 8 ст. точности,

   K_Fb = 1,05– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

      K_Fv = 1,25– коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент формы зуба:

Z₃ = 17 ® Y_F3 = 4,28,

Z₄ = 108 ® Y_F4 = 3,60.

Отношение [s]_F/Y_F:

[s]_F3/Y_F3 = 307/4,28 = 71,73 МПа

[s]_F4/Y_F4 = 274/3,60 = 76,11 МПа

так как отношение [s]_F4/Y_F4 > [s]_F3/Y_F3, то дальнейший расчет ведем по зубьям шестерни.

s_F3 = 4,28×1,0×2000×154,8×0,91×1,05×1,25/(83×68×4) = 70 МПа

Условие s_F3  < [s]_F3 выполняется.

 

 

 

Таблица 3.1.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи   

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		250
Число зубьев	шестерни	17
	колеса	108
Модуль зацепления нормальный, мм		4
Модуль зацепления торцовый, мм		4
Делительный диаметр, мм	шестерни	68
	колеса	432
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	76
	колеса	440
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	58
	колеса	422
Шаг нормальный, мм		12,56
Ширина впадин зубьев, мм		6,28
Окружная толщина зубьев, мм		6,28
Высота зуба, мм		9
Высота ножки зуба, мм		5
Высота головки зуба, мм		4
Радиальный зазор, мм		1
Ширина венца, мм	шестерни	83
	колеса	79
Окружная сила, Н	шестерни	4553
	колеса	4383
Радиальная сила, Н	шестерни	1657
	колеса	1595

 

 

4. Расчет и проектирование зубчатой цилиндрической

передачи  открытого типа

 

1. Выбор материалов зубчатой пары.

    Принимаем те же материалы, что и для закрытых

передач редуктора

4.2.  Определяем число зубьев передачи

        Принимаем Z₅ = 35,

          тогда Z₆ = Z₅u₃ = 35∙7,85 = 275

4.3 Анализ дальнейшего расчета на прочность по изгибу зуба

 Определяем коэффициенты формы колес.

Проектируемая открытая  цилиндрическая передача прямозубая, поэтому Z_экв = Z

       для Z₅ =  35 → Y_F5 = 3,75

       для Z₆ = 275 → Y_F5 = 3,6.

       Сравниваем отношения

[σ]_F5/ Y_F5 = 307/3,75 = 81,87 МПа

[σ]_F6/ Y_F6 = 274/3,60 = 76,11 МПа

Для колеса данное отношение меньше [σ]_F5/ Y_F5 >[σ]_F6/ Y_F6,

поэтому  дальнейший  расчет производим по колесу Z₆.

4.4. Определяем модуль передачи

m = K_m(M₄K_FβY_F6/Z₆²ψ_bd[σ]_F6)^1/3

        где  K_m = 1,4 для прямозубой передачи:

K_Fβ =1,15 - коэффициент неравномерности распределения

нагрузки  по  ширине зубчатого венца при  несимметричной   

установке колеса  относительно опор;

        ψ_bd - коэффициент ширины зубчатого венца;

ψ_bd  = 0,5ψ_bа(u_з.п.о.+1)

       где ψ_bа – стандартный коэффициент зубчатого венца по

ГОСТ 2185-66

       принимаем ψ_bа = 0,315, тогда

ψ_bd  = 0,5∙0,315(7,85+1) = 1,39

m = 1,4(7080∙10³∙1,15∙3,6/275²∙1,39∙274)^1/3 = 1,4 мм

       Учитывая повышенный износ зубьев  открытой передачи, увеличиваем модуль в полтора – два раза и принимаем по ГОСТ 9563-60 m =3

4.5. Основные размеры зубчатой пары:

       делительные диаметры

d₅ = mz₅ =3·35  = 105 мм         

d₆ = mz₆ = 3·275  = 825 мм

        диаметры выступов

d_a5 = d₅+2m = 105+2·3= 111 мм                

d_a6 = d₆+2m = 825+2·3= 831 мм

        диаметры впадин

d_f5 = d₅ – 2,5m = 105 – 2,5·3= 97,5мм    

d_f6 = d₆– 2,5m = 825 – 2,5·3= 817,5мм

         межосевое расстояние

а = 0,5m(Z₅+Z₆) = 0,5∙3(35+275) =465 мм

Принимаем а=500 мм.

         ширина колеса

b₆ = y_baa_w = 0,315·500 = 158 мм

6. Силы, действующие в зацеплении открытой передачи

          Окружное усилие

P₅ = 2M₃/d₅ = 2∙946,7∙10³/105 =18033 H

         Радиальное усилие

F_r5  = Ptgα = 18033×tg20 = 6563 Н

4.7. Проверочный расчет передачи по напряжению изгиба

σ_F6 = 2000Y_F6M₄K_FαK_Fβ/bmd₆

           где K_Fα – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления зубчатых колес. При 8-ой степени точности K_Fα = 0,91

σ_F6 = 2000∙3,6∙7080∙0,91∙1,15/158∙3∙825 = 136 МПа

       Так как расчетные напряжения   σ_F6 < [σ]_F6 = 274 МПа, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях.

 

 

 

Таблица 4.1.

Параметры открытой зубчатой цилиндрической передачи   

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		500
Число зубьев	шестерни	35
	колеса	275
Модуль зацепления нормальный, мм		3
Модуль зацепления торцовый, мм		3
Делительный диаметр, мм	шестерни	105
	колеса	825
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	111
	колеса	831
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	97,5
	колеса	817,5
Шаг нормальный, мм		9,42
Ширина впадин зубьев, мм		4,71
Окружная толщина зубьев, мм		4,71
Высота зуба, мм		6,75
Высота ножки зуба, мм		3,75
Высота головки зуба, мм		3
Радиальный зазор, мм		0,75
Ширина венца, мм	шестерни	163
	колеса	158
Окружная сила, Н	шестерни	18033
Радиальная сила, Н	шестерни	6563

 

5. Ориентировочный  расчет валов

5.1.  Быстроходный вал

d = 16,4(N/n[j₀])^0,25,

        где [j₀] = 0,5° на 1 м длины вала – допускаемый угол закручивания.

d₁ = 16,4(3,96·10³/949×0,5)^0,25 = 28 мм

Увеличиваем диаметр  выходного конца вала на (8÷10)% из расчета на шпоночный паз.

d₁ = 1,09 ∙ 28 = 30,5 мм.

Так как вал редуктора  с валом электродвигателя (d_э=32 мм) будем соединять через упругую муфту, то необходимо согласовать диаметр вала с посадочным диаметром муфты.

Предварительно выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (ГОСТ 21424-75). Муфта способна передать момент 250 Н·м и соединить валы диаметрами 32÷45 мм, длина полумуфты ℓ_{полумуфты} = 82,5 мм.

Таким образом, окончательно принимаем диаметр выходного конца быстроходного вала d₁ = 32 мм.

Длина выходного конца  вала.

ℓ₁ = ℓ_{полумуфты} +5

ℓ₁ = 82,5+5 = 87,5 мм

Принимаем ℓ₁ = 90 мм.

 Участок под уплотнение  крышки с отверстием

d₂ = d₁ + 2t₁

где t₁ – высота буртика

d₂ = 32 + 2∙3,3 = 38,6 мм

принимаем  d₂ = 40 мм

Ориентировочная длина  второго участка под уплотнение

ℓ₂ = 1,5d₂

ℓ₂ =1,5∙40 = 60 мм

Принимаем l₂ = 60 мм

 Участок под первый  подшипник

Диаметр участка:

d₃ = 45 мм

Выбираем подшипник  шариковый радиально-упорный однорядный особолегкой серии № 46109.

Размеры:

D = 75 мм – наружный диаметр подшипника

B = 16 мм – ширина подшипника

Грузоподъёмность

С_r = 17,3 кН

С_or = 13,7 кН

Длина участка под  подшипник

ℓ₃ = B + С

где С – ширина мазеудерживающего  кольца, принимаем конструктивно  С=28 мм.

ℓ₃ = 16 + 28 = 44 мм

Принимаем ℓ₃ = 44 мм

По наружному диаметру подшипника (D) выбираем крышку с отверстием ГОСТ 18513-73 с параметрами:

Н = 17 мм – высота крышки

d = 9 мм – диаметр отверстия под болты

Для крепления крышки к корпусу редуктора выбираем болт с шестигранной головкой − ГОСТ 7798 М8

S = 13 мм, Н = 5,5 мм, D = 14,2 мм.

Уточняем длину участка  под уплотнение

ℓ₂ = H_кр + Н_б + 5