Расчет электромеханического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

кинематический привод механика редуктор

Привод, состоящий из электродвигателя (М), червячного и цилиндрического редуктора.

Рис. 1.1 Дано: NВВ = 5,6 кВт; nВВ = 22 об\мин (мощность и обороты на ведомом валу).

Прикладная механика - дисциплина, представляющая собой основу общетехнической подготовки студентов немашиностроительных специальностей.

Курсовой проект является завершающим этапом при изучении курса "Прикладная механика".

Цель курсового проектирования - заложить основу технической подготовки студента, необходимую для последующего изучения специальных инженерных дисциплин, а также дать знания и навыки в области механики, необходимые при разработке и эксплуатации машин, приборов и аппаратов.

Объектом данного курсового проекта является электромеханический привод, предназначенная для преобразования вращательного движения.

В результате выполнения курсового проекта студенты должны иметь навыки:

- использования справочной литературы и стандартов;

- выбора аналога и прототипа конструкции при проектировании;

- проведения инженерных расчетов, проектирования и конструирования типовых элементов машин (передач, валопроводов и др.), получение оценок их мощности и жесткости;

- оформления проектной и конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД.

Расчетная часть проекта. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Формулы, коэффициенты и табличные значения используем из методического указания «Китов А.К. Прикладная механика. Курсовой проект» стр.[32]

Выбор электродвигателя по оборотам.

n д = nВВ*u общ, где u общ - общее передаточное отношение привода.

u общ = u кр* u р* u чр

Средние значения передаточных отношений: зубчатая, ременная, цепная - 2…6; червячная - 8…60

Предположим, имеется в наличии конический редуктор с u чр = 25 и цилиндрический редуктор с u рц = 3. Тогда u общ = u чр * u рц = 25*3 = 75. Соответственно,

n д = nВВ*u общ = 22*75 = 1650 об/мин. Двигателя с такими оборотами нет. Есть электродвигатели с числом оборотов в минуту: 750; 1000; 1500; 3000 об/мин.

Ближе двигатель на 1500 об/мин.

Уточняем u общ = n д/ nВВ = 1500/22 = 68,181. Сохраняем u рц и уточняем

u чр = u общ/ u рц = 68,181/3 = 22,727.

Таким образом, мы подобрали электродвигатель по оборотам и определили передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом.

Выбор электродвигателя по мощности

Nд = NВВ/зобщ, где зобщ - общий КПД привода.

Средние значения КПД механических передач:

зо = 0,99…0,995 - КПД опор каждого вала; зкр = 0,95…0,97 - КПД клиноременной передачи; зц = 0,90…0,95 - КПД цепной открытой передачи; зрц = 0,97…0,98 - КПД цилиндрического редуктора; зрк = 0,96…0,97 - КПД конического редуктора;

зчр = 0,80…0,85 - КПД червячного редуктора при двухзаходном червяке ( при однозаходном червяке зчр = 0,70…0,75). Однозаходный червяк может быть только при u чр ? 26.

В нашем случае

з_о =0,99

зчр=0,83

зрц=0,97

зобщ = зо⁴* зчр* зрц = 0,99⁴*0,83*0,97 = 0,772.

Nд = NВВ/зобщ = 5,6/0,772 = 7,253 кВт. Ближайший больший электродвигатель имеет мощность Nд = 7,5 кВт.

Марка электродвигателя 4А132S4 ( см. приложение 1)

Для расчета элементов привода потребуются параметры на всех валах привода: мощность - N, Вт; число оборотов - n, об/мин;

угловая скорость - щ, с^-1; крутящий момент - Т, Н*м.

Составим таблицу этих параметров (таблица 1.1).

Таблица

№ вала	N, Вт	n, об/мин	щ, с-1	Т, Н*м
1(Ш1)	7240	1499	156	46,12
2(К2)	6953	499	52,332	132
3	6883	499	52,332	131
4	5656	22	2,302	2457
вв	5600	22	2,302	2432

Известно: щ = р*n/30; N = Т*щ;

Т = N/щ.

Если получены 2 столбца таблицы, то два других просто вычисляются. Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощности по формулам:

N₄ = Nвв/ зо=5600/0,99=5656 Вт

N3 = N4/ (зо*зчр) =5656/0,8217 =6883 Вт

N2 = N3/ зо= 6883/0,99=6953 Вт

N1 = N2/ (зрц*зо) =Nдв= 6953/0,9603=7240 Вт

Аналогично по оборотам.

n 4 = n вв=22 об/мин

n 3 = n 4*u чр =22*22,727=499 об/мин

n 2 = n 3=499 об/мин

n 1 = n 2*nрц = n дв=499*3=1500 об/мин

Расчет зубчатых колес редуктора. Расчет зубчатых колес на контактную прочность

Проектировочный расчет зубчатых колес проводится на контактную прочность, проверочный расчет - на изгиб зубьев. Условие контактной прочности имеет вид:

. (2.1)

Здесь a_w = a - межосевое расстояние; Т₂ - крутящий момент на валу зубчатого колеса; b₂ - ширина колеса; u - передаточное отношение пары зацепления;

K_H = K_Ha* K_Hв* K_Hv - комплексный коэффициент. K_Ha - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Hв - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; K_Hv - зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов приведены ниже. Предварительно принимаем K_H = 1,3.

Допускаемое контактное напряжение [у]_H определяется по формуле

[у]_H = у_{Н lim b}*K_НL/[n]_Н , (2.2)

где у_{Н lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;

K_НL - коэффициент, учитывающий число циклов

K_НL = 1

[n]_Н - коэффициент безопасности

[n]_Н = 1,2…1,3- при поверхностном упрочнении зубьев

[n]_Н = 1,25

у_{Н lim b} определяются по формулам (см. таблицу 2.1).

Таблица 2.1

Способы термохимической обработки зубьев	Твердость поверхностей зубьев	Сталь	уН lim b, МПа
Нормализация или улучшение	< НВ 350	Углеродистая и легированная	2 НВ + 70
Объемная закалка	38…50 НRС	Углеродистая и легированная	18 НRС + 150
Поверхностная закалка	48…54 НRС	Углеродистая и легированная	17 НRС + 200
Цементация и нитроцементация	56…63 НRС	Низкоуглеродистая	23 НRС
Азотирование	57…67 НRС	Легированная (38ХМЮА)	1050

В таблице НВ - твердость по Бринеллю; НRС - твердость по Роквеллу.

Выбираем углеродистую Сталь 45, термообработка - Объемная закалка 38…50 НRС, твердость= 40 HRC.

Тогда у_{Н lim b} =18*40+150=870 МПа.

[у]_H = у_{Н lim b}*K_НL/[n]_Н = (870*1)/1,15=756 МПа.

К_н - комплексный коэффициент К_н=1,3

Определяем межосевое расстояние по формуле

, (2.3)

где Т2 - крутящий момент на валу колеса, берется из таблицы 1.1 (для получения требуемой размерности крутящий момент Т2 следует подставлять в Н*мм.); Шba = b2/ aw - коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач Шba = 0,25…0,40. Принимаем Шba = 0,3.

В результате получим

= = 76,243 мм.

Округляем до целого числа aw = 80 мм.

После определения межосевого расстояния выбираем стандартный нормальный модуль в интервале

m = mn = (0,01…0,02)*aw. = (0,01…0,02)*80 = 0,8…1,6 мм.

Стандартные модули:

ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;20;

ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18

Выбираем модуль mn = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев, предварительно задавшись углом наклона зубьев в интервале в = 8…15^о. Принимаем в = 13^о.

z_? = 2*aw*cos в/mn= 2*80* cos(13^о)/1 = 155,84

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

z 1 = z?/(u + 1) =155,84/(3+1) = 38,96 = 39 (2.5)

z 2 = z 1* u = 38,96*3 = 117

Уточняем угол наклона зубьев.

cos в = (z 1 + z 2)* mn/(2*aw) = (39 + 117)*1/160 = 0,975

в = 12^о83'

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁= mn* z 1 / cos в = 1*39/0,975 = 40 мм;

d2= mn* z 2 / cos в = 2*117/0,975 = 120 мм.

П

роверка: aw = (d1 + d2)/2 = (40 + 120)/2 = 80 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d1 + 2 mn = 40 + 2*1 = 42 мм;

dа2 = d2 + 2 mn = 120 + 2*1 = 122 мм;

ширина колеса b2 = Шba* aw = 0,35*80 = 28 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + (2…10) = 28 + 6 = 34 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ш_bd = b1/ d1 = 34/40 = 0,85.

Определяем окружную скорость и степень точности передачи:

V = щ1*d1/2 = 156*40/(2*10³) = 3,139 м/с, здесь щ1 - угловая скорость шестерни (таблица 1.1).

Если V ? 5 м/с - следует принимать 8-ю степень точности;

если V > 5 м/с - 7-ю степень точности.

3,139< 5 м/с , принимаю 8-ю степень точности

Уточняем комплексный коэффициент нагрузки KH = KHa* KHв* KHv (предварительно приняли KH = 1,3). У нас симметричное расположение колес.

K_Ha = 1,05 при 7-й ст.точн. и V ? 5 м/с; KHa = 1,1 при V > 5 м/с;

KHa = 1,09 при 8-й ст.точн. и V ? 5 м/с; KHa = 1,13 при V > 5 м/с;

KHв = 1,03…1,05 при Шbd= 0,8…1,2 и твердости ? НВ 350;

KHв = 1,06…1,12 при Шbd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;

KHv = 1,0 при V ? 5 м/с; KHv = 1,05…1,07 при V > 5 м/с.

Тогда:

K_Ha = 1,09; KHв = 1,05; KHv = 1,0.

KH = KHa* KHв* KHv = 1,09*1,05*1,0 = 1,144.

Проверка контактных напряжений по формуле (2.1)

=

== 663 МПа < [у]_H = 756 МПа.

Условие контактной прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная Р = 2Т₁/ d₁ = 2*46,121*10³/40 = 2306 Н.

Радиальная Р_r = Р*tq б/ cos в = 2306* tq 20^о/ cos 12^о83' = 860,8 Н.

(б = 20^о - стандартный угол эвольвентного зацепления).

Осевая Р_а = Р* tq в =2306*0,975 = 2248 Н

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Условие прочности имеет вид:

у_F = Y_F*Y_в*K_Fб*K_Fв*K_Fv*2T₁/(z₁²*ш_bd*m³) ? [у]_F, (2.6)

где ш_{bd =} b₁/d₁ = 0,85.

Коэффициент Y_F зависит от числа зубьев и имеет следующие значения:

Z … 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более

Y_F …4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,60

Y_в - учитывает угол наклона зубьев. Y_в = 1 - в/140

K_Fб - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Принимаю K_Fб = 0,75.

K_Fв - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,

KFв = 1,08…1,13 при Шbd= 0,8…1,2 и твердости ? НВ 350;

KFв = 1,13…1,30 при Шbd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;

KFv - коэффициент динамичности, зависит от скорости и степени точности передачи, KFv = 1,0…1,1 при V ? 3 м/с; KHv = 1,1…1,3 при V > 3 м/с.

Допускаемое напряжение определяется по формуле

[у]_F = у⁰_{F lim b}/[n]_F (2.7)

[n]_F - коэффициент запаса прочности. [n]_F = [n]_F'*[n]_F''

Значения [n]_F' приведены в таблице 2. [n]_F'' - учитывает способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок [n]_F'' = 1; для проката

[n]_F'' = 1,15; для литых заготовок [n]_F''= 1,3

у⁰_{F lim b} очень сильно зависит от термообработки зубьев.

Значения у⁰_{F lim b} приведены в таблице 2.2.

Таблица 2.2

Способы термохим. обработки зубьев	Твердость поверхностей зубьев	Сталь	у0F lim b, МПа	[n]F'при вероят. не разрушения
				99%	> 99%
Нормализация или улучшение	< НВ 350	Углеродистая и легированная	1,8 НВ	1,75	2,2
Объемная закалка	38…50 НRС	Углеродистая и легированная	500-550	1,8	2,2
Поверхностная закалка	48…54 НRС	Углеродистая и легированная	700	1,75	2,2
Цементация и нитроцементация	56…63 НRС	Низкоуглеродистая и легированная	950	1,55	1,95-2,2
Азотирование	57…67 НRС	Легированная (38ХМЮА)	300 + 1,2 НRС	1,75	2,2

В нашем случае: Y_F = 3,79 (39 зубьев); Y_в = 1 - в/140 = 0,9;

K_Fб = 0,75; K_Fв = 1,2; K_Fv = 1,1; [n]_F = [n]_F'*[n]_F'' = 1*2,2 = 2,2;

у⁰_{F lim b} =510 МПа (поверхностная закалка 50 НRС).

[у]_F = у⁰_{F lim b}/[n]_F = 510/2,2 = 231 МПа.

у_F = Y_F*Y_в*K_Fб*K_Fв*K_Fv*2T₁/(z₁²*ш_bd*m³) =

= 3,79*0,9*0,75*1,1*1,1*2*46,121*10³/(39²*0,85*1³) = 110 МПа < [у]_F

Условие прочности выполнено

Расчет валов редуктора

Предлагается [ф] = 25 МПа.

Диаметры валов (ведущего и ведомого) определяются по формуле

(3.1)

Ведущий вал:

= = 14,833 мм

Ведомый вал:

= = 21,107 мм

Диаметры выходных концов валов нельзя оставлять в таком виде. Их нужно округлить до ближайших больших стандартных размеров, чтобы можно было устанавливать стандартные муфты.

	Стандартные диаметры валов и соответствующие им длины валов
d	9 11 14 19 22 24 28 32 38 42 48 55 60 65 70 75 80 90
l	20 23 30 40 50 50 60 80 80 110 110 110 110 110 140 140 140 140

Конструктивные схемы валов

Ведущий вал (рис. 3.1)



Рис. 3.1

Ближайший больший d_в1 = 19 мм. Между d_в1 и d_п1 (размер под подшипник) необходима ступенька не менее 2-х мм на диаметр, то есть

d_п1 ? d_в1 + 2 = 19 + 2 = 21 мм. Выбираем подшипник d_п1=25мм

Подшипник должен упираться в бурт. Диаметр бурта

d_б1 ? d_п1 + 3 = 25 + 3 = 28 мм. Принимаем диаметр d_б1 = 30 мм.

Ведомый вал (рис.3.2)

Рис. 3.2

Ближайший больший d_в2 = 22 мм.

d_п2 ? d_в2 + 2 = 22 + 2 = 24 мм. Подшипников с таким диаметром нет. Больший подшипник имеет диаметр d_п2 = 30 мм

d_к2 ? d_п2 + 2 = 30 + 2 = 32 мм. Оставляем этот диаметр.

d_б2 ? d_к2 + 3 = 32 + 3 = 35 мм. Принимаем диаметр d_б2 = 38 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры известны:

d₁ = 40 мм; d_а1 = 42 мм; b₁ = 34 мм.

Колесо кованое. Известны размеры:

d ₂ = 120 мм; d_а2 = 122 мм; b₂ = 28 мм.

Эскиз колеса показан на рис. 4.1.

Рис.

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 d_к2 = 1,6*32 = 51,2 = 52 мм.

Длина ступицы:

L_ст = (1,2…1,5) d_к2 = (1,2…1,5)*32 = 38,4…48 мм. Принимаем L_ст = 40 мм.

Толщина обода:

д₀ = (2,5…4)m = (2,5…4)*1 = 2,5…4 мм.

Принимаем д₀ = 3 мм.

Толщина диска:

С = 0,3 b₂ = 0,3*28 = 8,4 мм.

Принимаем С = 10 мм.

Примечание:

если окажется, что L_ст < b₂ , то принять L_ст = b₂.

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Конструктивная схема корпуса редуктора показана на рис. 5.1.

Рис. 5.1

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,025 a_w + 1 = 0,025*80 + 1 = 3 мм. Принимаем д = 5 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

b = 1,5 д = 1,5*5 = 7,5 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

р = 2,35 д = 2,35*5 = 11,75 мм. Принимаем р = 12 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d_ф = (0,03…0,036) a_w + 12 = (0,03…0,036)*80 + 12 = 14,4…14,88 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр крепежных болтов:

d_кр = (0,5…0,7) d_ф = (0,5…0,7)*16 = 8…11,2 мм.

Принимаем болты с резьбой М8. Отверстия под болты рекомендуется делать на 1 мм больше диаметра болта.

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

окружная сила Р = 2306 Н; радиальная сила Р_r = 860 Н;

осевая сила Р_а = 2248 Н; делительный диаметр шестерни d₁ = 60 мм. Кроме того, нам потребуется крутящий момент Т₁ = 46,121 Н*м и число оборотов вала n₁ = 1499 об/мин.

Расстояние от центра шестерни до центра подшипника l₁ = 35 мм

Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.1.

Рис. 7.1

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:

R_х1 = Rх2 = Р/2 = 2306/2 = 1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

R_y1 = (Рr* l1 + Ра* d1/2)/2 l1 =

(860*35 + 2248*40/2)/71 = 2049 Н.

Ry2 = (Рr* l1 - Ра* d1/2)/2 l1 =

(860*35 - 2248*40/2)/71 = -202 Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Тy = Rх1* l1 = 1153*35 = 40 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Т_x1 = Ry1* l1 = - 1063*35 = - 37*10³ Н*мм = - 37 Н*м;

Тx2 = Ry2* l1 = - 202*35 = - 7,2*10³ Н*мм = - 7,2 Н*м.

Ткр = Т1 = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

F_r1 = v Rх1² + Ry1² = v1153² + 1063² =1568 Н;

Fr2 = v Rх2² + Ry2² = v1153² + 202² = 1170 Н.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

Р_э = (Х*V*Fr1 + Y* Fа)*Кб*КТ, (7.1)

где Fr1 = 4531 Н; Fа = Ра = 2202 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Кб = 1,0…1,2 - нагрузка спокойная без толчков;

Кб = 1,2…1,3 - легкие толчки; перегрузка до 125%;

Кб = 1,3…1,5 - умеренные толчки; перегрузка до 150%;

Кб = 1,8…2,5 - значительные толчки; перегрузка до 200%.

Предположим, у нас 2-й случай. Принимаем Кб = 1,25.

КТ =1 при температуре подшипников до 100^о (большинство случаев).

Коэффициенты Х и Y зависят от соотношения Fa/( V* Fr) и е - параметр осевого нагружения. Параметр е выбирается по таблице (приложение 7) и зависит от отношения Fa/С0, где С0 - статическая грузоподъемность (приложение 4).

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при Fa/( V* Fr) ? е принимают Х = 1, Y = 0.

Для радиально-упорных подшипников, типа 46… (угол контакта б0 = 26^о; е = 0,68), при Fa/( V* Fr) ? е Х = 0,41 и Y = 0,87.

В нашем случае

Fa/( V* Fr1) = 2248/(1*1568) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Подставляем полученные данные в формулу (7.1).

Рэ = (Х*V*Fr1 + Y* Fа)*Кб*КТ =

(0,41*1*1568 + 0,87*2248)*1,25*1 = 3248 Н.

Расчетная долговечность, млн. об., определяется по формуле

L = (С/ Рэ)³ = (15700/3248)³ = 112 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

L_h = L*10⁶/(60*n1) =112*10⁶/(60*1499) = 0,001245*10⁶ часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 1245 часов. Берём подшипники из средней серии.

Rх1 = Rх2 = Р/2 = 1153Н

Ry1 = (Рr* l1 + Ра* d1/2)/2 l1 =

(31419 + 44960)/73 = 1046 Н

Ry2 = (Рr* l1 - Ра* d1/2)/2 l1 =

(31419 - 44960)/73 = -185 Н.

Тy = Rх1* l1 = 1153*36,5 = 42,085 Н*м.

Тx1 = Ry1* l1 = - 1046*36,5 = - 38*10³ Н*мм = - 38 Н*м;

Тx2 = Ry2* l1 = - 185*36,5 = - 6,5*10³ Н*мм = - 6,5 Н*м.

Ткр = Т1 = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

F_r1 = v Rх1² + Ry1² = v1153² + 1046² =1556 Н;

Fr2 = v Rх2² + Ry2² = v1153² + 185² = 1167 Н.

Fa/( V* Fr1) = 2248/(1*1556) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Рэ = (Х*V*Fr1 + Y* Fа)*Кб*КТ =

(0,41*1*1556 + 0,87*2248)*1,25*1 = 3242 Н.

L = (С/ Рэ)³ = 571 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

L_h = L*10⁶/(60*n1) =571*10⁶/(60*1499) = 0,0635 *10⁶ часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 6351 часов.

Ведомый вал

Силы в зацеплении такие же, как на ведущем валу:

Р = 2306 Н; Р_r = 860 Н; Р_а = 2248 Н.

Делительный диаметр колеса d₂ = 120 мм. Крутящий момент Т₂ = 132 Н*м и число оборотов вала n₂ = 60 об/мин.



Рис. 7.2

Расстояние от центра колеса до центра подшипника l₂ = 37,5 мм

Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.2.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:

Rх3 = Rх4 = Р/2 = 2306/2 =1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

R_y3 = (Рr* l2 - Ра* d2/2)/2 l2 =

(869*37,5 - 2248*120/2)/75 = - 1368 Н.

Ry4 = (Рr* l2 + Ра* d2/2)/2 l2 =

(869*37,5 + 2248*120/2)/75 = 2228Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Тy = Rх3* l2 = 1153*37,5=

43*10³ Н*мм = 43 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Т_x3 = Ry3* l2 = - 1368*37,5 = - 51*10³ Н*мм = - 51 Н*м;

Тx4 = Ry4* l2 = 2228*63,5 = 83*10³ Н*мм = 83 Н*м.

Ткр = Т2 = 132 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

F_r3 = v Rх3² + Ry3² = v1153² + 1368² = 1789Н;

Fr4 = v Rх4² + Ry4² = v1153² + 2228² = 2509 Н.

Проверяем подшипники.

F_a/( V* Fr4) = 2202/(1*5409) = 0,89 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Эквивалентная нагрузка равна:

Р_э = (Х*V*Fr4 + Y* Fа)*Кб*КТ =

(2182 + 921)*1,25*1 = 3880 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (С/ Рэ)³ = (32600/3880)³ = 592 млн. об. (С = 69,4 кН).