СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
ВВЕДЕНИЕ
1Энергетический и кинематический расчёт привода
1.1Выбор электродвигателя
2Расчёт клиноременной передачи.
3Расчёт зубчатой передачи.
3.1Выбор материалов и допускаемых напряжений
3.2Проектный расчёт зубчатой передачи.
3.3Проверочный расчёт зубчатой передачи
4Конструирование основных деталей зубчатого редуктора.
4.1Конструирование валов.
4.2Расчёт шпонок
4.3Конструирование зубчатого колеса.
4.4.Компоновка цилиндрического редуктора.
5.Проверочный расчет валов
5.1.Расчет валов на статическую прочность.
5.2.Расчет валов на усталостную прочность
6.Проверка долговечности подшипников
6.1. Определениеэквивалентной нагрузки для роликовых подшипников.
ВВЕДЕНИЕ
«Детали машин» являются первым израсчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машини механизмов.
Любая машина (механизм) состоит из деталей, т.е.таких частей машины, которые изготовляют без сборочных операций. В свою очередьдетали объединяют в узлы, т.е. законченные сборочные единицы, состоящие из рядадеталей, имеющих общие функциональные назначения.
Среди большого разнообразия деталей и узловвыделяют такие, которые применяют практически во всех машинах (болты, валы ит.д.) и называются деталями общего назначения, и детали, применяющиеся только водном или нескольких типах машин. Детали общего назначения применяются в оченьбольших количествах.
При расчете и проектировании деталей машиннеобходимо учитывать, что детали должны удовлетворять требованиям надежности,чтобы избегать лишних затрат на внеплановый ремонт машины при утратеработоспособности последних, и экономичности. Высокая стоимость ремонтаобусловлена значительными затратами ручного высококвалифицированного труда,который нужно механизировать и автоматизировать. Помимо этого деталь должнабыть прочной, жесткой, износостойкой, теплостойкой и виброустойчивой, для чегонеобходимо выполнять отдельные специальные расчеты.
Ответственным этапом проектирования являетсятакже выбор материалов деталей машин. При этом учитывают в основном такиефакторы как: соответствие свойств материала главному критерию работоспособности(прочность, износостойкость и др.); требования к массе и габаритам детали имашины в целом; соответствие технологических свойств материала конструктивнойформе и намечаемому способу обработки детали; стоимость и дефицитностьматериала.
Схема конвейера приведена на рис. 1.
/>
Рис. 1. Схема конвейера
На этой схеме:
Д — двигатель;
Б — приводной барабан;
1 -косозубая шестерня;
2-косозубое колесо;
3-ведущий шкив ременной передачи;
4-ведомый шкив ременной передачи;
5-ведущий вал зубчатого редуктора;
6-ведомый вал зубчатого редуктора;
7-подшипники ведущего вала;
8-подшипники ведомого вала;
9-клиновый ремень;
10-соединительная муфта;
11-корпус редуктора
1. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
ПРИВОДА
1.1. Выбор электродвигателя
Определим мощность на барабане конвейера:
/>,
Требуемая мощность электродвигателя с учётомпотерь в элементах привода:
/>,
где /> -К.П.Д.
/>=0,99/>0,97 0,962=0,913.
Мощность электродвигателя:
/>= 0,95/>9,179 = 8,72 кВт .
По полученным результатам и количеству заданныхполюсов выбираю электродвигатель 4А132М2УЗ со следующими техническими данными:диаметр вала dB = 38 мм, скольжение S = 2,3%, номинальная мощность Рн = 11 кВт.
1.2. Кинематический расчёт привода
Определим асинхронную частоту вращенияэлектродвигателя:
/>
где /> =3000 об/мин- синхронная частота вращения.
Общее передаточное число привода /> разбивают на числаступеней привода />. Пусть /> = 5, тогда
/>. Причём />.
Определим частоту вращения валов редуктора:
/>об/мин — ведущий вал;
/> - ведомый вал.
Определяемкрутящий момент на валах привода.
Дляведомого вала: />,
для ведущего вала: />,
для электродвигателя:/>.
2. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Наибольший расчетный момент на ведущем шкиверассчитывается
/>,
где Кд — коэффициент динамичности,определяемый в зависимости от коэффициента перегрузки Ктак;
Ксм — коэффициент режима работы, определяемыйв зависимости от числа смен в сутки.
Согласно заданию К тах =1.12, числосмен в сутки равно 3. Этим данным соответствуют К д = 1,47,К см = 0,35. Тогда:
/>.
В зависимости от максимального крутящего моментавыбираем сечение ремня «Б». Этому сечению соответствует минимальный диаметрведущего шкива dmin = 125 мм, т.е. тот диаметр, при котором напряженияизгиба обеспечивают долговечность ремня на 1000 часов работы. Так как нетникаких дополнительных требований к диаметру шкива, с целью уменьшения ремней инапряжений в них из ряда R40 выбираем расчетный диаметр ведущего шкива d1 на несколько размеровбольше.
Так, d1 = 135мм.
Определим диаметр ведомого шкива:
d2=/>=/>,
где ир — передаточное отношениеременной передачи.
По стандартному ряду R40 выбираем ближайшее красчетному значение диаметра ведомого шкива d2 = 500 мм.
Ввидуотсутствия жестких требований к габаритам передачи назначаем минимальноемежцентровое расстояние аmin = d2 =500 мм (рис. 2.1).
Определяем требуемую минимальную длину ремня:
/>
По стандартному ряду длин выбираем длину ремня lр, исходя из условия lp >lmin. Таким образом lр=2500мм. Так какминимальное расчетное и стандартное значение длины ремня различаются,необходимо уточнить межцентровое расстояние:
а = атт + 0,5/>(lp — lmin) = 500 + 0,5/>(2500 — 2064) = 718 мм.
Определим угол охвата ведущего шкива ремнем:
/>
Определим линейную скорость
/>,
где пд = 2931 об/мин — асинхроннаячастота вращения электродвигателя.
Долговечность ремня косвенно оценивают черезчисло пробегов:
/>
Полезная окружная сила
/>
где Тэ = 29,93 /> - крутящий момент на валупривода электродвигателя.
Требуемое число ремней определяется изсоотношения
/>,
где /> - номинальнаямощность электродвигателя;
Ро — мощность кВт, передаваемая одним ремнемдлиной l0при стандартных условиях работы в зависимости от скорости ремня v и диаметра ведущего шкиваd1. По скорости v = 20,7м/с приближенно определяем Ро= 3,83 кВт;
Ср= 1 — коэффициент нагрузки, определяется в зависимости от Ктах;
CL — коэффициент длины ремня,определяется:
/>
где l0= 2240 мм — сечение ремня;
Са — коэффициент, учитывающий угол охвата ведущегошкива ремнем, определяется как
/>= 1-0,15-(/>)=0,924,
Ci/>1,16 — коэффициент,учитывающий передаточное число ременной передачи, указан в зависимости от ир;
/> — коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (т.к. всеремни одинакового размера быть не могут, даже если выбран один тип). Но т.к.оно еще не известно, подсчитаем Z без учета Cz:
/>
Округляем до большего целого Z = 4. Этому значениюсоответствует Сz = 0,9.
Пересчитаем теперь число ремней с учетом этогокоэффициента:
/>
Округляем до большего целого Z = 4.
Определяем силу предварительного натяжения ремня:
/>
Рассчитаем силу давления на валы (рис. 2.2).
/>
3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1. Выбор материалов, термообработки идопускаемых
напряжений
Зубчатые колеса редукторов в основномизготавливают из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическомуупрочнению. Вид термообработки выбирается в зависимости от номинальной нагрузкина барабан Tб. Для нашего случая целесообразно как вид термообработкииспользовать закалка ТВЧ.
Выбираем марку стали 40Х и назначаем твёрдость поБринеллю 460 (НВ):
Определяем допускаемые контактные напряжения.
/>
где SH = 1,2 — коэффициент запасапрочности;
/>базовый предел контактной выносливости.
КHL — коэффициент долговечности, определяетсякак
/>
здесь /> - базовоечисло циклов длительного предела контактной выносливости, определяется из графика.
NHE — фактическая длинацикла, определяется по формуле:
/>
п1 = 800 об/мин — частота вращения ведущего вала;
L = 18 тыс. ч. — срок службы редуктора;
l1 — 0,6, l2 = 0,2, l3 = 0,1 — относительная продолжительностьнагрузки;
Ктак =1,12 — перегрузка;
/> - относительные величинынагрузок;
/> =0,005.
Тогда />
Так как NHO
Отсюда />.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
/>
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
/>
/>
/>
/>
/>
/> - частота вращенияведущего вала;
L = 18 тыс. ч. — срок службы редуктора;
l = 0,6, l2 = 0,2, l3 = 0,1 — относительная продолжительностьнагрузки;
Кmax = 1,12 — перегрузка;
/>относительные величинынагрузок;
lmах = 0,005.
Тогда NFE =60·800·18000·(l,129·0,005 + 19·0,6+ 0,69·0,2 + 0,49·0,l)= 5.327·108
Принимаем KFL = 1, т. к. NFG/> NFE .
Отсюда />
3.2 Проектный расчет цилиндрической зубчатойпередачи
Определяем межцентровое расстояние
/>
Ка= 430 длякосозубых передач;
T2 — крутящий момент наколесе;
/> = 787,5 МПа- допускаемыеконтактные напряжения,
/>=5
/>= 0,3 для косозубых колес
/>
По графику находим /> =1.1
/>
Принимаем aw = 140 мм
Назначаем модуль зацепления тп = 4
Назначаем угол наклона зубьев /> = 15
Определяем суммарное число зубьев шестерни иколеса:
/>
Округляем: /> 69
Уточняем угол наклона: />,/>;
Определяем число зубьев шестерни:
/>
Уточняем передаточное число:
/>
Определяем минимальное число зубьев, котороеможно нарезать без смещения:
/>
/>
Принимаем Х1 = 0,45
/>
Определяем начальные (делительные) диаметрызубчатых колес и шестерни:
для шестерни />
для зубчатого колеса />
Проверка: />
Диаметры окружностей выступов:
для шестерни />;
для зубчатого колеса />.
Диаметры окружностей впадин:
для шестерни />;
для зубчатого колеса />.
Определим ширину шестерни и зубчатого колеса:
/>
Округляем в большую сторону по стандартному ряду R40: b2=45мм. Тогда />.
Определим окружную скорость:
/>
Определяем степень точности зубчатых колес, нопри v
Определяем силы в зацеплении шестерни и колеса:
окружные силы />;
радиальные силы />;
осевые силы />
3.3.Проверочный расчёт зубчатой передачи
Фактические контактные напряжения будут равны
/>
где Zm = 275 — коэффициент,учитывающий свойства материала для колес из стали;
Zн = /> коэффициент, учитывающий форму сопряженныхповерхностей зубьев;
/> - для косозубых колес — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
/> - коэффициент торцевогоперекрытия,
/>
тогда />;
Кна = 1,09 — коэффициент неравномерности распределениянагрузки между зубьями;
Кнv =1,01 — коэффициентдинамической нагрузки;
/> =1,13 — коэффициентнеравномерности распределения нагрузки по ширине зуба.
/>
/>/>
Проверку зубьев на выносливость при изгибеначинают с определения коэффициента формы зуба /> шестернии колеса в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
/>
/>
Тогда />
Фактическое напряжение изгиба определяют поформуле:
/>,
где />=1,01 –динамичность нагрузки;
/>=1,13 – неравномерностьраспределения нагрузки по ширине зуба;
/>=1,09 – неравномерностьраспределения нагрузок между зубьями;
/> — угол наклона зубьев.
Тогда
/>
/>
4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ЗУБЧАТОГО
РЕДУКТОРА
4.1. Конструирование валов
4.1.1. Ведущий вал
Ориентировочно определяют диаметр хвостовика валаиз расчёта на кручение:
/>
Эскиз ведущего вала представлен на рис.4.1.
/>
Рис. 4.1. Эскиз ведущего вала редуктора
Для удобства монтажа деталей, располагаемых навалу, вал выполняют ступенчатым, причем диаметры ступеней выбирают изконструктивных соображений.
Назначают диаметры под уплотнение:
/>
По диаметру под уплотнение можно выбрать манжеты:ГОСТ 8752-79. Размеры: d = 30 мм, D = 52 мм, h =10 мм
Диаметры под подшипники качения, причем при />20мм dП1 должен быть кратным 5:
/>
диаметры под зубчатое колесо:
/>
диаметры упорных буртиков:
/>
После определения диаметра под подшипники можновыбрать сам подшипник: ГОСТ 831-75 легкая серия, обозначение 36207, />
4.1.2. Ведомый вал
Для ведомого вала определяем те же величины, чтои для ведущего. Определяют диаметр хвостовика вала из расчёта на кручение:
/>
Теперь определим крутящий момент муфты взависимости от крутящего момента на валу:
/>
По величине крутящего момента и по диаметрухвостовика выбираем муфту М12 с размерами: />
Эскиз ведомого вала представлен на рис.4.2.
/>
Рис. 4.2. Эскиз ведомого вала редуктора
Для удобства монтажа деталей, располагаемых навалу, вал выполняют ступенчатым, причем диаметры ступеней выбирают изконструктивных соображений.
Назначают диаметры под уплотнение:
/>
По диаметру под уплотнение можно выбрать манжеты:ГОСТ 8752-79. Размеры: />
диаметр под подшипники качения, причем при /> должен быть кратным 5:
/>
После определения диаметра под подшипники можновыбрать сам подшипник: ГОСТ 831-75 легкая серия, обозначение 36210, />
диаметр под зубчатое колесо:
/>
диаметр упорных буртиков:
/>
4.2. Расчет шпонок
4.2.1. Ведущий вал
Шпоночные соединения применяются для передачикрутящих моментов. Шпонки устанавливаются на хвостовиках валов и под ступицызубчатых колес. Габариты шпонки выбирают в зависимости от диаметра хвостовика: />. Длина шпонки определяетсяиз расчета на смятие:
/>
где /> -допускаемые напряжения смятия, МПа.
Общая длина шпонки:
/>
Стандартную длину шпонки выбирают из рядастандартных значений. Таким образом />
4.2.1. Ведомый вал
Для ведомого вала расчет такой же, как и дляведущего. Габариты шпонки выбирают в зависимости от диаметра колеса: />Длина шпонки:
/>
Общая длина шпонки:
/>
Стандартную длину шпонки выбирают из рядастандартных значений. Таким образом />.
4.3 Конструирование зубчатых колес
У цилиндрических зубчатых колес высота головкизуба ha = m =4, высота ножки />,высота зуба />.
Диаметры вершин и впадин зубьев колеса ишестерни:
/>
начальный делительный диаметр зубчатого колеса ишестерни:
/>
Определим расстояние к до шпоночного пазашестерни
/>
Т. к. />, тошестерню изготавливают в виде одной детали с ведущим валом.
Диаметр ступицы колеса />.
Длинна ступицы />l, но не менее чем длиннасоответствующей шпонки. Толщина обода колеса />,но не менее 8 мм. Толщина диска колеса />,но не менее 8 мм. Диаметр центровой окружности />.
Диаметр отверстий />
4.4. Компоновка цилиндрического редуктора
Последовательность действий при выполнениикомпоновки следующая:
1. Откладывается межцентровое расстояние междузубчатым колесом и шестерней aw =140мм и намечаются оси колес.
2. Откладываются диаметры начальных окружностейшестерни и колеса dW1 и dW2.
3. Откладывается ширина зубчатого колеса в2шестерни в1.
4. Определяют толщину стенки корпуса редуктора />, принимаем /> = 10. Толщина крышкикорпуса /> = 10 мм.
5. Откладывают зазоры между стенками корпуса иторцами шестерни, />, расстояние отоси зубчатого колеса до стенки корпуса /> инамечаем внутреннюю стенку корпуса.
Наружную стенку корпуса намечаем на расстоянии /> от внутренней стенкикорпуса.
6. Находят диаметры болтов крепления фланцев икрышки редуктора />, но если этозначение получается менее 10 мм, то принимают />.Назначают ширину фланца /> иоткладывают это значение от внешней стенки корпуса редуктора.
7. На расстоянии Х2 = 6 мм отвнутренней стенки корпуса симметрично относительно осей колес устанавливаютвыбранные подшипники качения, габариты которых известны.
8. На расстоянии Х3 =15мм от внешнеготорца располагают хвостовики валов, диаметры которых известны.
Положение точек приложения сил к валуопределяется следующим образом. Точки а3 и а7 находятсяна оси вала в центрах зубчатого колеса и шестерни. Точки а2, а4, а6и а8 приложения опорных реакций прииспользовании радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников находятся наоси вала в центрах подшипников. Точка а5 прикладывается к концухвостовика ведомого вала, а точка а1 располагается на расстоянии В/2от конца хвостовика ведущего вала.
5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
5.1. Расчет валов на статическую прочность
5.1.1. Ведущий вал
При расчете валов на статическую прочностьнеобходимо составить расчетную схему вала, определить неизвестные опорныереакции, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов, найти опасные сеченияи определить фактические напряжения, возникающие в опасных сечениях. Внешниминагрузками, действующими на валы, являются:
1. крутящие моменты /> и/>, (Н/>м)
2. сила давления на вал от ременной передачи />, (Н)
3. сила от зубчатой передачи Ft,Fr,Fa, (H)
4. сила давления муфты FM, (Н).
На рис.5.1. и 5.2. показаны схема ведущего вала иэпюры моментов в соответствии со схемой задания.
/>
Рис.5.1. Схема нагружения ведущего вала редуктора
На расчетной схемах в горизонтальной плоскости XZ действуют сила Ft и опорные реакции ХА, ХВ, в вертикальной плоскости YZ — />, Fr,Fa и опорные реакции YA,YB. Для определения опорныхреакций при решении имеем 6 уравнений статики. Сумма моментов относительно опорв горизонтальной и вертикальной плоскости равна нулю и сумма сил на оси X и Y равна нулю. Причем
/>
Определим опорные реакции в горизонтальнойплоскости XZ:
/>
В плоскости YZ:
/>
/>
/>
/>
Проверка:
/>
Если при решении полученных уравнений результат получился сотрицательным знаком, то на расчетной схеме направление соответствующей реакциинеобходимо поменять на противоположное.
/>
С учетом этого построим эпюры изгибающих и крутящих моментов:
/>
Рис.5.2. Схема нагружения и эпюры ведущего валаредуктора.
Опасными сечениями вала могут быть сечение (1)или (2).рассмотрим каждое сечение в отдельности.
Сечение (1):
изгибающий момент: />;
эквивалентный момент: />;
предел текучести материала вала: />МПа;
эквивалентное напряжение в опасном сечении: />.
Сечение (2):
изгибающий момент: />;
эквивалентный момент: />;
эквивалентное напряжение в опасном сечении: />
сравнив />,получим, что опасное сечение находится в точке (2) так как />.
5.1.2 Ведомый вал
На рисунках 5.3 и 5.4 показаны схема ведомого вала и эпюрымоментов в соответствии со схемой задания.
/>
Рис. 5.3. Схема нагружения ведомого вала редуктора
/> — сила давления муфты.
Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости XZ:
/>
/>
/>
/>
В плоскости YZ:
/>
/>
/>
/>
Проверка: />
/>
/>
/>
/>
С учетом этого построим эпюры изгибающих и крутящих моментов:
/>
Рис .5.4. Схема нагружения и эпюры ведомого вала.
Опасными сечениями вала могут быть сечения (1) или (2),рассмотрим каждое сечение в отдельности.
Сечение (1):
изгибающий момент: />.
эквивалентный момент: />.
предел текучести материала вала: />.
эквивалентное напряжение в опасном сечении: />.
Сечение (2):
изгибающий момент />.
эквивалентный момент: />.
эквивалентное напряжение в опасном сечении: />.
Сравнив />,получим, что опасное сечение находится в точке (2), так как />.
5.2. Расчет валов на усталостную прочность
5.2.1. ведущий вал
Коэффициент запаса прочности вала в опасном сеченииопределяют:
/>
где, /> — коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям;
/> — коэффициент запаса прочности по касательнымнапряжениям;
Определим коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям />:
/>
где, />-предел выносливости материала для легированных сталей;
/> - амплитуда напряжений в рассматриваемом опасномсечении;
/> — среднее напряжение в опасном сечении;
/> — коэффициент ассиметрии цикла;
/> — коэффициент концентрации нормальных напряжений;
/> — масштабный коэффициент;
/> — коэффициент, учитывающий чистоту обработкиповерхности вала.
Тогда />.
Определим коэффициент запаса прочности по касательнымнапряжениям />:
/>
где, /> — пределвыносливости материала вала;
/>;
/> — коэффициент централизации касательных напряжений;
/> — масштабный коэффициент;
/> — коэффициент ассиметрии цикла;
/>.
Таким образом, />
Тогда />
5.2.2. Ведомый вал
Опасное сечение ведомого вала располагается в точке (2),диаметр вала в заданном сечении />.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям />:
/>
где, />-предел выносливости материала для легированных сталей;
/> - амплитуда напряжений в рассматриваемом опасномсечении;
/> — среднее напряжение в опасном сечении;
/> — коэффициент ассиметрии цикла;
/> — коэффициент концентрации нормальных напряжений;
/> — масштабный коэффициент;
/> — коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхностивала.
Тогда />.
Определим коэффициент запаса прочности по касательнымнапряжениям />:
/>
где, />-предел выносливости материала вала;
/>;
/> — коэффициент централизации касательных напряжений;
/> — масштабный коэффициент;
/> — коэффициент ассиметрии цикла;
/>.
Таким образом, />.
Тогда />.
6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
6.1. Определение эквивалентной нагрузки для роликовых
подшипников
6.1.1. Ведущий вал
/>
Определим радиальный силы в опорах:
/>
Определяем дополнительные осевые нагрузки:
/>
Значение /> приведеныв таблице П30
/>
Результирующие осевые нагрузки действующие на подшипники />, определяем с учетомосевой силы />, при этом должнывыполниться условия:
/>
составляем уравнение равновесия />,используя одно из условий 1) или 2).
Используя условие 1) />.Тогда:
/>
Условие 2) выполняется – расчет произведен, верно.
Определим эквивалентные нагрузки, действующие на подшипники:
/>
Коэффициент />определяетсяпо формуле:
/>
По циклограмме определяем значение коэффициента перегрузки Ки значения относительной продолжительности нагрузки />:
/>
Рассчитаем значение />:
/>
Значение температурного коэффициента принимаем:
/>
А значение коэффициента нагрузки берем из таблицы П27:
/>
/>
Чтобы выбрать параметры Х и Y, нужно проверить два условия:
/>
условие не выполняется, то:
Х=0,45, Y=1.46– выбираются по таблице П30:
/>
Долговечность подшипников в млн. об.:
/>
где, С=23500 – определяется по таблице П21
q = 3
/>
/>
Долговечность подшипника в часах:
/>
6.1.2. Ведомый вал
/>
Определим радиальный силы в опорах:
/>
Определяем дополнительные осевые нагрузки:
/>
Значение /> приведеныв таблице П30
/>
Результирующие осевые нагрузки действующие на подшипники />, определяем с учетомосевой силы />, при этом должнывыполниться условия:
/>
составляем уравнение равновесия />,используя одно из условий 1) или 2).
Используя условие 1) />.Тогда:
/>
Условие 2) выполняется – расчет произведен, верно.
Определим эквивалентные нагрузки, действующие на подшипники:
/>
Коэффициент />определяетсяпо формуле:
/>
По циклограмме определяем значение коэффициента перегрузки Ки значения относительной продолжительности нагрузки />:
/>
Рассчитаем значение />:
/>
Значение температурного коэффициента принимаем:
/>
А значение коэффициента нагрузки берем из таблицы П27:
/>
/>
Чтобы выбрать параметры Х и Y, нужно проверить два условия:
/>
условие не выполняется, то:
Х=0,45, Y=1.62– выбираются по таблице П30:
/>
Долговечность подшипников в млн. об.:
/>
где, С=41900 – определяется по таблице П21
q = 3
/>
/>
Долговечность подшипника в часах:
/>