Привод пластинчатого конвейера

В машиностроении широко используются различные конструкции приводов. Привод — электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм. Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический, пневматический, гидравлический и т. д.) или устройство отдающее заранее накопленную энергию (пружинный, инерционный, гиревой механизм и др.). Обычно важной частью привода является редуктор. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор — это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Перечисленные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Целью данного проекта является расчет привода пластинчатого конвейера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического редуктора и цепной передачи. Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометрических и конструктивных размеров отдельных деталей, разработку их конструкций. На основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников и шпонок.

1. Схема привода

В механический привод (рисунок 1) входят электродвигатель и редуктор. Электродвигатель соединяется с редуктором через муфту. Редуктор — двухступенчатый соосный, зубчатые передачи — цилиндрические прямозубые. Выходной вал редуктора соединен с валом пластинчатого конвейера через цепную передачу.

Рисунок 1 — Схема привода

2. Исходные данные

Окружное усилие на тяговой звездочке Ft = 30 кН.

Окружная скорость тяговой звездочки V = 0,25 м/с Шаг тяговой цепи t = 100 мм.

Число зубьев тяговой звездочки z = 16 шт.

Срок службы L = 5 лет Суточный коэффициент Ксут = 0,29

Годовой коэффициент Кгод = 0,6

Рисунок 2 — График нагрузки

3. Кинематический расчет привода

Мощность на приводном валу конвейера определим по формуле:

Pвых = Ft•V = 30*0,25 = 7,5 кВт.

Подберем требуемый электродвигатель, для чего определим его потребную мощность.

Pпотр =

Где ?общ — коэффициент полезного действия привода (КПД).

КПД привода в данном случае можно определить по формуле [1,стр.5]:

?общ = ?3подш • ?муфт • ?2цил • ?цеп

где

?подш = 0,99 — КПД пары подшипников;

?цил = 0,97 — КПД цилиндрической зубчатой передачи;

?муф = 0,98 — КПД муфты;

?цеп = 0,95 — КПД цепной передачи;

?общ = 0,993*0,98*0,972*0,95 = 0,85

Тогда потребная мощность составит

Pпотр = 7,5 / 0,85 = 8,8 кВт.

Определим частоту вращения тяговой звездочки по формуле [1,стр.6]:

nвых = 6•104

где D — диаметр тяговой звездочки:

Dзв = = 100 / sin (180/16) = 512,6 мм.

Тогда nвых = 60 000*0,25 / (3,14*512,6) = 9,32 об/мин

Предварительно зададимся передаточными отношениями.

Передаточное отношение цепной передачи предварительно принимаем:

Uцеп = 4

Передаточное отношение редуктора предварительно принимаем:

Uред = 20.

Тогда передаточное отношение тихоходной цилиндрической передачи определим по формуле:

UТ = 0,9 = 0,9*= 3,94

Принимаем стандартное значение UТ = 4,0.

Тогда UБ = Uред / UТ = 20 / 4,0 = 5,0

Уточним передаточное отношение редуктора Uред = 5,0*4,0 = 20

Общее передаточное отношение привода:

Uобщ = UредUцеп = 20*4 = 80

Определим требуемое число оборотов двигателя:

nэ.тр. = nвыхUобщ = 9,32*80 = 745,6 об/мин.

По таблицам, исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и числа оборотов подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель серии АИР 160М8 (ТУ 16−525.564−84). Это асинхронный короткозамкнутый двигатель, закрытый, обдуваемый с параметрами: мощность Pдв=11 кВт, частота вращения nдв=727 об/мин.

Фактическое передаточное отношение:

Uф = nдв / nвых = 727 / 9,32 = 78

Уточним передаточное отношение цепной передачи:

Uцеп = Uф / Uред = 78 / 20 = 3,9

Определим действительные числа оборотов валов привода.

введем нумерацию валов привода:

вал 1 — входной вал редуктора;

вал 2 — промежуточный вал редуктора;

вал 3 — выходной вал редуктора;

вал 4 — приводной вал конвейера.

Тогда получим:

n1 = nдв = 727 об/мин

n2 = n1 / UБ = 727 / 5 = 145,4 об/мин

n3 = n2 / UТ = 145,4 / 4 = 36,35 об/мин

n4 = n3 / Uцеп = 36,35 / 3,9 = 9,3 об/мин Определим крутящие моменты на валах привода:

Крутящий момент на двигателе:

Tдв = 9550 = 9550*8,8/727 = 115,6 Нм.

Крутящий момент на входном валу редуктора:

T1 = Tдв*?муф*?подш = 115,6*0,98*0,99 = 112,2 Нм.

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора:

T2 = T1*UБ*?цил*?подш = 112,2*5*0,97*0,99 = 538,7 Нм.

Крутящий момент на выходном валу редуктора:

T3 = T2* UT*?цил*?подш = 538,7*4*0,97*0,99 = 2069,25 Нм.

Крутящий момент на приводном валу конвейера:

T4 = T3* Uцеп*?цеп = 2069,25*3,9*0,95 = 7666,6 Нм.

4. Расчет передач редуктора

4.1 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.

Твердость шестерни 280 НВ, твердость колеса 270 HB [1,стр.11].

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по общей зависимости [1,стр.12]:

[?]H = ?HlimZNZRZV/SH

где ?Hlim — предел контактной выносливости [1,стр.12];

для шестерни ?Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа.

для колеса? Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2*270 + 70 = 610 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:

для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2802,4 = 2,24· 107.

для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2702,4 = 2,05· 107.

Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:

Для колеса:

N2=60· n2·Lh

Где n2 = 36,35 об/мин — частота вращения колеса.

Lh — время работы передачи:

Lh = L•365Kгод•24Kсут = 5*365*0,6*24*0,29 = 7621,2 ч.

Тогда

N2 = 60*36,35*7621,2 = 1,66· 107.

Для шестерни:

N1 = N2· U = 1,66*108*4 = 6,64· 107.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

NHE = ?HN

где коэффициент ?H определяется согласно циклограмме нагружения:

?H = ()3•= 1,03*0,2+0,753*0,6+0,33*0,2 = 0,459

Тогда

NHE1 = 0,459*6,64 107 = 3,5 107

NHE2 = 0,459*1,66 107 = 0,76 107

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:

для шестерни: ZN1 = = = 0,985

для колеса: ZN2 = = = 1,051

Коэффициент шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев) Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].

Тогда определим:

для шестерни: [?1]H = 630*0,985*1*1/1,1 = 564,1 МПа.

для колеса: [?2]H = 610*1,051*1*1/1,1 = 582,8 МПа.

Для дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:

[?]H = [?1]H = 564,1 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости [1,стр.14]:

[?]F = ?FlimYNYRYA/SF

где ?Flim — предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:

для шестерни ?Flim1 = 1,75HB1 = 1,75*280 = 490 МПа.

для колеса ?Flim2 = 1,75HB2 = 1,75*270 = 472,5 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:

NFlim = 4 · 106.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

NFE = ?FN

где коэффициент ?F определяется согласно циклограмме нагружения [1,стр.15]:

?F = ()6•= 1,06*0,2+0,756*0,6+0,36*0,2 = 0,307

Тогда

NFE1 = 0,307*6,64· 107 = 2,038· 107

NFE2 = 0,307*1,66· 107 = 0,51· 107

Так как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

YR = 1

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF = 1,7

Тогда определим:

для шестерни: [?1]F = 490*1*1*1/1,7 = 288,24 МПа.

для колеса: [?2]F = 472,5*1*1*1/1,7 = 277,94 МПа.

Проведем расчет межосевого расстояния.

Принимаем коэффициент ширины? a=0,315 (при несимметричном расположении колес относительно опор [1,стр.17]).

Межосевое расстояние определим по формуле [1,стр.17]:

где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес.

U = 4 - передаточное отношение передачи.

T1 = 538,7 (Н· м) - крутящий момент на ведущей шестерне.

KH? = 1 - коэффициент концентрации нагрузки для прирабатываемых колес (при HB < 350)

Тогда

aw? 450*(4+1)*= 248,3 мм Принимаем aw = 250 мм.

Предварительный делительный диаметр колеса определим по формуле:

d2' = 2· aw·U / (U+1) = 2*250*4 / (4+1) = 400 мм.

Ширина b2 = ?a · aw = 0,315· 250 = 78,8 мм.

Принимаем b2 = 80 мм.

Определим величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:

Где Km = 6,8 - коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).

m? = 2,96

Принимаем стандартный модуль m = 3,0 мм.

Суммарное число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:

z? = 2· aw / m = 2· 250 / 3,0 = 167.

Число зубьев шестерни:

z1 = z? / (U+1) = 167 / (4+1) = 33,4.

Принимаем z1 = 33.

Число зубьев колеса:

z2 = z? - z1 = 167 - 33 = 134.

Фактическое передаточное число

uф = z2/z1 = 134/33 = 4,06.

Определяем размеры колес:

Делительные диаметры:

шестерни: d1 = z1· m = 33· 3,0 = 99 мм.

колеса: d2 = 2aw — d1 = 2· 250 - 99 = 401 мм.

Диаметры окружностей вершин:

шестерни: da1 = d1+2m = 99 + 2· 3,0 = 105 мм.

колеса: da2 = d2+2m = 401 + 2· 3,0 = 407 мм.

Диаметры окружностей впадин:

шестерни: df1 = d1 - 2,5m = 99 - 2,5· 3,0 = 91,5 мм.

колеса: df2 = d2 - 2,5m = 401 - 2,5· 3,0 = 393,5 мм.

Ширину шестерни принимаем b1 = 85 мм.

Силы в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:

Окружная: Ft = 2· T2 / d2 = 2· 2069,25·103 / 401 = 8620,9 Н.

Радиальная: Fr = Ft tg? = 8620,9· tg 20? = 3138 Н.

Окружная скорость в зацеплении:

V = ?· d2·n2 / 6· 104 = 3,14· 401·36,35/6·104 = 0,8 м/с.

С учетом этого выбираем степень точности передачи - 9.

Для выбранной степени точности коэффициент KF? = 1,0

Коэффициент KFV = 1,4 (для HB<350)

Коэффициенты форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.10]

YF1 = 3,77 (для z1 = 33)

YF2 = 3,59 (для z2 = 134)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле:

?F2 = KF? KFV YF2 Ft / (b2m) = 1,0*1,4*3,59*8620,9 / (80*3,0) = 180,5 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

?F1 = ?F2YF1 / YF2 = 180,5*3,77 / 3,59 = 189,6 МПа.

Так как? F1 < [?]F1 и? F2 < [?]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.

Произведем проверку зубьев по контактным напряжениям.

Определим действующее контактное напряжение по формуле [1,стр.23]:

Где KH? = 1,0 — коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(для прямозубых колес).

KHV = 1,1 — коэффициент динамической нагрузки (для HB < 350).

Тогда получим:

?H = 436= 530,1 МПа.

Так как? Н < [?]Н = 564,1 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

4.2 Расчет быстроходной зубчатой передачи

Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.

Твердость шестерни 260 НВ, твердость колеса 250 HB [1,стр.11].

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по общей зависимости [1,стр.12]:

[?]H = ?HlimZNZRZV/SH

где ?Hlim - предел контактной выносливости [1,стр.12];

для шестерни? Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2*260 + 70 = 590 МПа.

для колеса? Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2*250 + 70 = 570 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:

для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2602,4 = 1,88· 107.

для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2502,4 = 1,71· 107.

Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:

Для колеса:

N2=60· n2·Lh

где n2 = 145,4 об/мин - частота вращения колеса.

Тогда

N2 = 60*145,4*7621,2 = 6,65· 107.

Для шестерни:

N1 = N2· U = 6,65*108*5 = 33,25· 107.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле [1,стр.15]:

NHE = ?HN

NHE1 = 0,459*33,25 107 = 15,26 107

NHE2 = 0,459*6,65 107 = 3,5 107

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:

для шестерни: ZN1 = = = 0,901

для колеса: ZN2 = = = 0,971

Коэффициент шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев) Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].

Тогда определим:

для шестерни: [?1]H = 590*0,901*1*1/1,1 = 483,3 МПа.

для колеса: [?2]H = 570*0,971*1*1/1,1 = 503,2 МПа.

Для дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:

[?]H = [?1]H = 483,3 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости [1,стр.14]:

[?]F = ?FlimYNYRYA/SF

где ?Flim - предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:

для шестерни? Flim1 = 1,75HB1 = 1,75*260 = 455 МПа.

для колеса? Flim2 = 1,75HB2 = 1,75*250 = 437,5 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:

NFlim = 4 · 106.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

NFE = ?FN

NFE1 = 0,307*33,25· 107 = 10,208· 107

NFE2 = 0,307*6,65· 107 = 2,042· 107

Так как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

YR = 1

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF = 1,7

Тогда определим:

для шестерни: [?1]F = 455*1*1*1/1,7 = 267,65 МПа.

для колеса: [?2]F = 437,5*1*1*1/1,7 = 257,35 МПа.

Ранее принятое межосевое расстояние aw = 250 мм.

Ширину колеса принимаем конструктивно b2 = 35 мм.

Определим величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:

где Km = 6,8 - коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).

m? = 1,95

Принимаем стандартный модуль m = 2,0 мм.

Суммарное число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:

z? = 2· aw / m = 2· 250 / 2,0 = 250.

Число зубьев шестерни:

z1 = z? / (U+1) = 250 / (5+1) = 41,67.

Принимаем z1 = 42.

Число зубьев колеса:

z2 = z? - z1 = 250 - 42 = 208.

Фактическое передаточное число

uф = z2/z1 = 208/42 = 4,95.

Определяем размеры колес:

Делительные диаметры:

шестерни: d1 = z1· m = 42· 2,0 = 84 мм.

колеса: d2 = 2aw — d1 = 2· 250 - 84 = 416 мм.

Диаметры окружностей вершин:

шестерни: da1 = d1+2m = 84 + 2· 2,0 = 88 мм.

колеса: da2 = d2+2m = 416 + 2· 2,0 = 420 мм.

Диаметры окружностей впадин:

шестерни: df1 = d1 - 2,5m = 84 - 2,5· 2,0 = 79 мм.

колеса: df2 = d2 - 2,5m = 416 - 2,5· 2,0 = 411 мм.

Ширину шестерни принимаем b1 = 40 мм.

Силы в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:

Окружная: Ft = 2· T2 / d2 = 2· 538,7·103 / 416 = 2163,5 Н.

Радиальная: Fr = Ft tg? = 2163,5· tg 20? = 787,5 Н.

Окружная скорость в зацеплении:

V = ?· d2·n2 / 6· 104 = 3,14· 416·145,4/6·104 = 3,2 м/с.

С учетом этого выбираем степень точности передачи - 9.

Для выбранной степени точности коэффициент KF? = 1,0

Коэффициент KFV = 1,4 (для HB<350)

Коэффициенты форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.10]

YF1 = 3,7 (для z1 = 42)

YF2 = 3,59 (для z2 = 208)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле [1,стр.24]:

?F2 = KF? KFV YF2 Ft / (b2m) = 1,0*1,4*3,59*2163,5 / (35*2,0) = 155,3 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

?F1 = ?F2YF1 / YF2 = 155,3*3,7 / 3,59 = 160,1 МПа.

Так как? F1 < [?]F1 и? F2 < [?]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.

Произведем проверку зубьев по контактным напряжениям.

Определим действующее контактное напряжение по формуле:

Где KH? = 1,0 — коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(для прямозубых колес).

KHV = 1,1 — коэффициент динамической нагрузки (для HB < 350).

Тогда получим:

?H = 436= 431,8 МПа.

Так как? Н < [?]Н = 483,3 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

5. Предварительный расчет валов

вал деталь редуктор шпоночный

Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле

dв1 = (7…8)· = (7…8) · = 33,8…38,6 мм.

Принимаем dв1 = 36 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 40 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп1 = 45 мм.

Диаметр вала принимаем d1 = 50 мм.

Шестерню выполняем заодно с валом.

Предварительно определим диаметр промежуточного вала по формуле:

dв2 = (6…7)· = (6…7) · = 49…57 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп2 = 55 мм.

Диаметр вала принимаем d2 = 60 мм.

Диаметр посадки ведомого колеса и ведущей шестерни тихоходной передачи принимаем конструктивно dк2 = 60 мм.

Диаметр ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

dст2 = (1,2…1,6)· dк2 = (1,2…1,6)*60 = 72…96 мм.

Принимаем dст2 = 96 мм.

Длина ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

Lст2 = (1,0…1,5)· dк2 = (1,0…1,5)*60 = 60…90 мм.

Принимаем Lст2 = 60 мм.

Предварительно определим диаметр выходного конца тихоходного вала по формуле:

dв3 = (5…6)· = (5…6) · = 63,7…76,4 мм.

Принимаем dв3 = 70 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп3 = 75 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп3 = 80 мм.

Диаметр посадки ведомого колеса принимаем конструктивно dк3 = 95 мм.

Диаметр ступицы ведомого колеса тихоходной передачи:

dст3 = (1,2…1,5)· dк3 = (1,2…1,6)*95 = 114…152 мм.

Принимаем dст3 = 148 мм.

Длина ступицы ведомого колеса быстроходной передачи:

Lст3 = (1,0…1,5)· dк3 = (1,0…1,5)*95 = 95…142,5 мм.

Принимаем Lст3 = 100 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по формуле:

a = + 3

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

L = aw + daБ2/2 + daТ2/2

где daБ2 - наибольший диаметр ведомого колеса быстроходной передачи:

daБ2 = 420 мм.

daТ2 - наибольший диаметр ведомого колеса тихоходной передачи:

daТ2 = 407 мм.

Тогда

L= 250 + 420/2 + 407/2 = 663,5 мм.

a = + 3? 12 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами быстроходного вала предварительно примем

L1 = (2…3)b2Б = (2…3)*30 = 60…90 мм.

где b2Б = 30 мм - ширина колеса быстроходной передачи Принимаем L1 = 80 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами промежуточного вала предварительно принимаем:

L2 = b2Б + 5a + b2Т + 4B

где b2Т = 80 мм - ширина колеса тихоходной передачи,

B - ширина подшипников качения, предварительно задаемся B = 25 мм.

Тогда L2 = 30+5*12+80+4*25 = 270 мм.

Расстояние между подшипниковыми опорами тихоходного вала предварительно принимаем

L3 = (1,5…2)*b2Т = (1,5…2)*80 = 120…160 мм.

Принимаем L3 = 160 мм.

Определим толщину стенок корпуса и крышки:

? = 1,8 = 1,8 = 12,1 мм.

Принимаем? = 12 мм.

Определим толщины фланцев корпуса и крышки:

для корпуса: sf1 = 1,2·? = 1,2*12 = 14 мм.

для крышки: sf2 =? = 12 мм.

Определим толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

sf0 = 1,5·? = 1,5*12 = 18 мм.

Определим диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

d 1,25 = 1,25 = 15,9 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

диаметр фундаментных болтов:

Dф 1,25d = 1,25*16 = 20 мм.

Принимаем фундаментные болты с резьбой M20.