Б58. Преимущества и недостатки ременных передач, типы ремней, принципы действия.

Преимущества: плавность и бесшумность работы, передача движения на большие расстояния (до 15 метров), простота конструкции, простота эксплуатации, передача предохраняет от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня.

Недостатки: относительно большие размеры (диаметры в 5 раз больше чем на зубчатых колесах), повышенные нагрузки на валы и опоры (в 2-3 раза больше чем на зубчатых), низкая долговечность ремня 1000…5000 часов.

Типы ремней:плоский, клиновой, круглый, поликлиновой.

Принцип действия. Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня с натяжением, надетого на шкивы. Передает окружную силу с помощью трения.

Б59. Силы в ветвях ремня, их расчет.

F_t=2T1/d1

F1+F2=2F₀

Ft=F1-F2

Третье Ур-е добавил Эйлер:

F1=F2*e^fα

Где f – коэфф. трения между ремнем и шкивом.

F1=Ft* e^fα/ (e^fα-1)

F2=Ft / (e^fα-1)

F₀=(Ft/2)*( e^fα+1)/ (e^fα-1)

Для передачи большего окружного усилия целесообразно увеличить коэф трения f и угол обхвата малого шкива α.

F₀<(Ft/2)*( e^fα+1)/ (e^fα-1) – в передаче будет буксование.

Б60.Какие напряжения действуют в ремне и как они влияют на работоспособность передачи и долговечность ремня.

s_mаx=s₁+s_v+s_u – напряжение изгиба на дуге покоя малого шкива, где

s₁=F₁/A – напряжение растяжения;

s_v – напряжение от ц.б. сил, возникающих при огибании шкива.

Это выражение используют в расчетах на долговечность.

Наибольшее влияние на усталость ремня оказывает напряжение изгиба

s/d=1/30...1/40, где d – диаметр шкива.

Б61. Виды скольжения, наблюдаемые в ременной передаче.

• упругое скольжение;

• буксование.

Упругое скольжение наблюдается при любой нагрузке передачи, а буксование только при перегрузке. Чем больше передаваемая сила F_t, тем больше дуга упругого скольжения и меньше дуга покоя. При увеличении силы F_t до значения, равного запасу сил трения, дуга покоя станет равной 0, а дуга упругого скольжения распространяется на весь угол обхвата  и начнется буксование.

Б62.Кривые скольжения и КПД ременной передачи.

Работоспособность характеризуется кривыми скольжения и кривыми КПД, получаемых в результате скольжения ремней. Используют параметр коэффициента тяги

=F_t/2F₀=_t/2₀ Коэффициент тяги показывает, какая часть предварительного натяжения ремня F₀ используется полезно для передачи нагрузки F_t.Существует лабор. установка для испытания ремней. На этой установке шкивы одного диаметра,=180,v=10м/c.Изменяют полезную нагрузку и с помощью датчиков измеряют передаваемую полезную мощность, упругое скольжение, затем строят кривые скольжения и КПД и по графикам находят оптимальные значения коэффициента тяги ₀. Задачей анализа кривых является определение ₀.Его находят по кривым скольжения и кривым КПД в той зоне, где происходят переключения в характере протекания кривых. Ременная передача должна работать в зоне ₀ с левой стороны. Зона частого буксования характеризует способность ременной передачи к перегрузкам. Если эта зона широкая, то это значит к перегрузкам отношение не очень критично.

Б63.Преимущества клиновых ремней при передачах больших перегрузок. Клиновые ремни – это ремни трапециевидного сечения с боковыми рабочими сторонами, работающие на шкивах с канавками соответствующего профиля. Ремни благодаря клиновому действию отличаются повышенными силами сцепления со шкивами и, следовательно, повышенной тяговой способностью. 40 - угол клина. f^=f/sin(/2), f^3f для 40. f^ - коэффициент трения боковой грани, f - коэффициент трения плоского ремня о шкив. Уменьшение угла клина  нецелесообразно из –за появления эффекта самозаклинивания. Сами канавки изготавливают с меньшим углом (35). Клиновые ремни выполняют в виде замкнутой ленты и имеют 7 типов О, А, Б, В, Г, Д и Е. Передача работает обычно с несколькими ремнями, т.к. выгодно использовать вместо одного толстого несколько тонких.

Б64. Область применения цепных передач. Наиболее распространённые типы цепей. Широко используют цепные передачи в с.х. и подъёмно – транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях. Цепные передачи применяют: а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных ЗК, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения; б) при жестких требованиям к габаритам; в) при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клиноременных передач). Цепи бывают двух типов: 1.приводные. В качестве них применяют роликовые, втулочные и зубчатые цепи. Для них характерны малые шаги (для уменьшения динамических нагрузок) и износоустойчивые шарниры (для обеспечения долговечности). 2. тяговые – грузовые цепи. Подразделяют на три основных типа: пластинчатые, разборные, круглозвенные. По конструкции они бывают: 1.шарнирно – роликовые, 2.втулочные, 3.зубчатые.

Б65. Причины неравномерности хода цепной передачи. Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам: 1) Износ шарниров, приводящий к удлинению цепи и нарушению ее зацепления со звездочками (основной критерий работоспособности для большинства передач). 2) Усталостное разрушение пластин по проушинам – основной критерий для быстроходных тяжело нагруженных роликовых цепей, работающих в закрытых картерах с хорошим смазыванием. 3) Проворачивание валиков и втулок в пластинах в местах запрессовки – распространенная причина выхода из строя цепей, связанная с недостаточно высоким качеством изготовления. 4) выкрашивание и разрушение роликов. 5) достижение предельного провисания холостой ветви – один из критериев для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием, работающих при отсутствии натяжных устройств и стесненных габаритах.6) износ зубьев звездочки. Усилия, действующие в цепной передаче. Выбор числа зубьев звёздочек и звеньев цепи. Минимальное число зубьев звездочек z_1min=29 – 2u13, где u – передаточное число. Максимальное число зубьев звездочек z₂=100…120. Предпочтительно выбирать нечетное число звездочек (особенно малой). Ещё лучше для малой звездочки выбирать число зубьев из ряда простых чисел (13,17,19.23,29).Для цепи выбирают четное число зубьев. Эта рекомендация продиктована соображением равномерного, а не сосредоточенного износа шарниров цепи. a_min0,5(d_a1+d_a2), a_min=0,5(d_a1+d_a2)+(30...50) мм, а=(30…50)Р_ц. По аналогии с ременной передачей F_t=F₂ – F₁ - окружное усилие передаваемое цепью. Это разница между ведущей ветви цепи и ведомой (которая провисает), поэтому её принимают равной 0.F_r=kF_t – окружная сила.

Б66. Валы и оси. На валах и осях размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т. п. Вал отличается от оси тем, что передает вращающий момент от одной детали к другой, а ось не передает. Например, на рис. 15.1 момент от полумуфты 3 к шестерне / передается валом 2, а на рис. 15.2, где изображен барабан грузоподъемной машины, момент от зубчатого вен­ца передается канату са­мим барабаном. Вал все­гда вращается, а ось мо­жет быть вращающейся (рис. 15.2, а) или невра­щающейся (рис. 15.2, б).

Различают валы пря­мые, коленчатые и гиб­кие. Наибольшее распро­странение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах (например, в зубоврачебных бормашинах). Коленчатые и гибкие валы относят к специаль­ным деталямю По конструкции различают валы и оси гладкие (рис. 15.2), фасонные, или ступенчатые (см. рис. 15.1), а также сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при посадках с натягом. Полыми валы изготовляют для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр. Прямые валы изготовляют преимущественно из углеродис­тых и легированных сталей. Чаще других применяют сталь Ст5 для валов без термообработки; сталь 45 или 40Х для валов с термообработкой (улучшение); сталь 20 или 20Х для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у которых цапфы цементируют для повышения износостойкости. Проектный расчет валов. При проектном расчете обычно известны крутящий момент Т или мощность Р и частота вращения п, нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу (например, зубчатых колес). Требуется определить размеры и материал вала. Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой являются моменты Т и М, вызывающие кручение и изгиб. Влияние сжимающих или растягивающих сил обычно мало и не учитывается. Расчет осей является частным случаем расчета валов при Г=0.Для выполнения расчета вала необходимо знать его кон­струкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т. п.). В то же время разработка конструкции вала невоз­можна без хотя бы приближенной оценки его диаметра. На практике обычно используют следующий порядок проектного расчета вала:1. Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях (изгибающий момент пока не известен, так как неизвестны расположение опор и места приложения нагрузок).Напряжения кручения:

τ=T/W_p=T/(0,2d³)<=[τ].Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковый момент Т). 2. После оценки диаметра вала разрабатывают его конструкцию 3. Выполняют проверочный расчёт выбранной конструкции и, если нужно, вносят исправления.

Схематизация реальных условий работы вала. Расчёт валов базируют на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривают неоднородное напряжённое состояние и расчёт при переменных напряжениях. При этом действительные условия работы вала заменяют условными и приводят к одной из известных расчётных схем. При переходе от конструкции к расчётной схеме производят схематизацию нагрузок, опор и формы вала.

В расчётных схемах используют 3 основных типа опор: шарнирно-неподвижную, шарнирно-подвижную, защемление или заделку. Защемление применяют иногда в опорах неподвижных осей. Для вращающихся осей и валов защемление не допускают. Выбирая тип расчётной опоры, необходимо учитывать, что деформативные перемещения валов обычно весьма малы, и если конструкция действительной опоры допускает хотя бы небольшой поворот ил перемещение, то этого достаточно, чтобы считать её шарнирной или подвижной. При этих условиях подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно – неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, - шарнирно – подвижными.

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распределены по длине ступицы, ширине подшипника и т.д. Расчётные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные.

Под расчётной схемой построены эпюры изгибающих и крутящих моментов в верт. и горизонт. плоскостях от всех действующих нагрузок. По этим эпюрам легко определить суммарные изгибающие моменты в любом сечении вала.

Б67. Какие факторы учитываются при определении запаса сопротивления усталости вала и по каким напряжениям его рассчитывают. Коэффициенты запаса сопротивления усталости для вала определяются по формулам:

• коэффициент запаса по нормальным напряжениям (отсутствует кручение) s_=_-1/(K_D_a+__m),

• коэффициент запаса по касательным напряжениям (отсутствует изгиб)

s_=_-1/( K_D _a+__m).

Здесь _-1 и _-1 – пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом; K_D и K_D – суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении K_D=(K_/+K_F – 1)/K_v; K_D=(K_/+K_F – 1)/K_v ,  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности; K_v – коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением; _ и _ - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений.

- коэффициент запаса прочности по усталости s=s_s_/ s_²+ s_².

Условие усталостной прочности определяется неравенством ss=1,5.

Причем, в наиболее напряженном из рассматриваемых опасных сечений запас сопротивления усталости должен лежать в диапазоне значений 1,5s2,5(3,0), где большие значения соответствуют требованиям повышенной жесткости вала. Если значение запаса сопротивления усталости выходит за указанные пределы, то необходимо корректировать размер диаметра на участке вала.

Б68. Проверка статической прочности вала и по каким напряжениям ее выполняют.Проверка осуществляется в целях предупреждения пластической деформации в моменты кратковременных перегрузок. Эквивалентные напряжения вычисляют по формуле _экв=_u²+3² _max – условие прочности, где _max0,8_т, _т - предел текучести материала. При перегрузках напряжения в опасных сечениях увеличиваются в К₀ раз, где К₀=(Т_пуск/T_ном)(Р_эд/Р_эд.р), т.е. в 2…2,5 раза. Условие прочности по эквивалентным напряжениям проверяются для наиболее опасного сечения, где имеют место большие амплитудные значения напряжений.

Б69. Расчет на жесткость вала. Упругие перемещения вала отрицатель­но влияют на работу связанных с ним деталей: подшипников,зубчатых колес, катков, фрикционных передач и т. п. От прогиба вала в зубчатом за­цеплении возникает конце­нтрация нагрузки по длине зуба При больших углах поворота Θ в подшипнике может произойти защемление вала. Допускаемые упругие перемещения зависят от конкретных требований к конструкции и определяются в каждом отдельном случае. Малое значение допускаемых перемещений иногда при­водит к тому, что размеры вала определяет не прочность, а жесткость. Перемещения при изгибе в общем случае целесообразно определять, используя интеграл Мора и способ Верещагина Для простых рас­четных случаев можно использовать готовые решения .Перемещение при кручении валов постоянного диаметра определяют по формуле:φ=Tl/(GJ_p) ,где φ — угол закручивания вала, рад; Т — крутящий момент; G— модуль упругости при сдвиге; / — длина закручиваемого участка вала; J_p =πd⁴/32 — полярный момент инерции сечения вала. Если вал ступенчатый и нагружен несколькими Т, то угол φ определяют по участкам и затем суммируют. Значение допускаемых углов закручивания валов колеблется в широких пределах в зависимости от требований, предъяв­ляемых к механизму.

Б70. Подшипники. Назначение и классификация. Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальны­ми. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность машин.Подшипники классифицируют по виду трения и восп­ринимаемой нагрузке.

По виду трения различают: подшипники скольжения, у ко­торых опорный участок вала скользит по поверхности подшип­ника; подшипники качения, у которых трение скольжения заменяют трением качения посредством установки шариков или роликов между опорными поверхностями подшипника и вала.По воспринимаемой нагрузке различают подшипники: ради­альные— воспринимают радиальные нагрузки; упорные—восп­ринимают осевые нагрузки; радиально-упорные — воспринимают радиальные и осевые нагрузки.Все типы подшипников широко распространены. расположении.

Подшипники качения—общие сведения и классификация.Применение подшипников качения позволило заменить трение скольжения трением качения. По форме тел качения они разделяются на шариковые и роликовые, по направлению воспринимаемой нагрузки — на радиальные, упорные, радиально-упорные и упорно-радиальные. Радиальные шариковые подшипники наибо­лее простые и дешевые. Они допускают небольшие перекосы вала (до ¹/₄°) и могут воспринимать осевые нагрузки, но меньшие радиальных. Эти подшипники широко распространены в машиностроении. Радиальные роликовые подшипники благодаря увеличенной контактной поверхности допускают значительно большие нагрузки, чем шариковые. Однако они не воспринима­ют осевые нагрузки и плохо работают при перекосах вала. В роликовых цилиндрических и конических подшипниках с ком­бинированными (бочкообразными) роликами концентрация на­грузки от неизбежного перекоса вала существенно снижается. Аналогичное сравнение можно провести и между радиально-упорными шариковыми и роликовыми подшипниками. Самоустанавливающиеся шариковые и роликовые под­шипники применяют в тех случаях, когда допускают значитель­ный перекос вала (до 2...3 ). Они имеют сферическую повер­хность наружного кольца и ролики бочкообразной формы. Эти подшипники допускают небольшие осевые нагрузки. Применение игольчатых подшипников позволяет умень­шить габариты (диаметр) при значительных нагрузках. Упор­ный подшипник воспринимает только осевые нагрузки и плохо работает при перекосе оси.По нагрузочной способности (или по габаритам) подшипники разделяют на семь серий диаметров и ширин: сверхлегкую, особо легкую, легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую; От точности изготовления в значительной степени зависит работоспособность подшипника, но одновре­менно возрастает его стоимость. Все подшипники качения изготовляют из высокопрочных подшипниковых сталей с термической обработкой, обеспечи­вающей высокую твердость.Большое влияние на работоспособность подшипника оказыва­ет качество сепаратора. Сепараторы разделяют и направляют тела качения. В подшипниках без сепаратора тела качения набегают друг на друга. При этом кроме трения качения возникает трение скольжения, увеличиваются потери и износ подшипника. Установ­ка сепаратора значительно уменьшает потери на трение, так как сепаратор является свободно плавающим и вращающимся элементом. Большинство сепараторов выполняют штампованны­ми из стальной ленты. При повышенных окружных скоростях (более 10...15 м/с) применяют массивные сепараторы из латуни, бронзы, дюралюминия или пластмассы Распределение нагрузки между телами качения. По условию равновесия (рис. 16.14),F, = F₀ + 2F_lcosy + 2F₂cos2j+...+2F_ncosny, (16.17)где y = 360/z; z — число шариков.В уравнение входят только те члены, для которых угол и у меньше 90°, так как верхняя половина подшипника не нагружена. Исследование зависимости между силами F_Q. F_{, F₂, ... F_n с учетом контактных деформаций при условии абсо­лютной точности размеров шариков и колец и отсутствии

радиального зазора позволило уста­новить:F_l=F₀cos^3f2yl ..., F_n = F₀cos^3/2ny.Подставляя эти значения в форму­лу (16.17) и решая относительно F₀, получаем

F_o=F_r/(1+ 2cos^5/2y+2cos^5/22y + ...+ 2cos^5/2ny ). Подсчитано, что отношение z/(l + 2cos^5/2y +2cos^5/22y + ... ... + 2cos^5/2ny)≈4,37 для любого числа шариков, встречающего­ся в подшипнике. При этомFo=4,37F_r/z. Вводя поправку на влияние радиального зазора и неточности размеров деталей, практически принимают:F_o=5F_r/z, F_n=(5F_rcos^3/2nγ)/z.Нетрудно понять, что распределение нагрузки в значитель­ной степени зависит от размера зазора в подшипнике и точ­ности геометрической формы его деталей. Поэтому к точности изготовления подшипников качения предъявляют высокие тре­бования. Зазоры увеличиваются от износа подшипника в эк­сплуатации. При этом прогрессивно ухудшаются условия работы вплоть до разрушения подшипника.Почему выгоднее вращение внутреннего кольца подшипника.

_с=/2(1+-D_w/D_m)

Шарик в подшипнике совершает планетарное движение. Сепаратор вращается в ту же сторону, что и вал, а при вращении наружного кольца подшипника угловая скорость сепаратора больше, чем угловая скорость вращения внутреннего кольца. При вращении наружного кольца у подшипника будет меньше срок службы.

Б71. Какие виды разрушений наблюдаются у подшипников качения и по каким критериям работоспособности их рассчитывают.

1. усталостное выкрашивание рабочих поверхностей. Перекатывание тел качения по кольцам связано с образованием в поверхностных слоях контактирующих тел знакопеременных напряжений, которые после опред. числа циклов нагружений приводят к образованию начинающихся от поверхности микротрещин. Последние расклиниваются проникающим в них смазочным материалом, что приводит к выкрашиванию. Усталостное выкрашивание является основным видом выхода из строя подшипников, работающих при значительных нагрузках в условиях хорошей изоляции от загрязнений.

2. износ тел качения. Износ можно существенно уменьшить совершенствованием конструкций уплотнений и смазки.

3. разрушение сепараторов вызывается ц.б. силами и воздействием на сепаратор тел качения. Воздействием на сепаратор тел качения особенны существенны в подшипниках, работающих с осевой нагрузкой или с предварительным натягом, когда нагружены все тела качения в подшипнике. Клепанные штампованные сепараторы разрушаются по сечениям, ослабленным заклепкам, или по переходным сечениям, подсеченным штампами. Массивные сепараторы разрушаются после износа по перемычкам или по ослабленным сечениям.

4. образование вмятин на рабочих поверхностях при динамических нагрузках и при больших статических нагрузках без вращения при качении связано с местными пластическими деформациями. При отсутствии вращения рост лунки происходит в связи с коррозией и износом от малых перемещений на площадке контакта при колебаниях, а при вращении – в связи с ударами и развальцовкой.

5. разрушение колец. Из механических разрушений наиболее частым является скалывание бортов у роликоподшипников, связанное с перекосом подшипников не должно быть.

Б72.Динамическая «С» и статическая «С₀» грузоподъёмность подшипника. Динамическая «С» грузоподъёмность подшипника – постоянная нагрузка, которая с вероятностью безотказной работы 90% может выдержать подшипник в течение 1 млн. оборотов без появления признаков усталости.

С=Р_г  ^p60nL_n/a₁a₂₃10⁶ , Н.

L_n – ресурс в часах, n – постоянная частота вращения,

Р_r – эквивалентная нагрузка на подшипник, a₂₃ учитывает качество металла подшипника и условие эксплуатации.

С(С)_пасп

Выбор подшипника по динамической грузоподъемности n10мин^-1.

n=1...10.

Проверка и подбор подшипника на статическую грузоподъёмность С₀ осуществляется в двух случаях:

1.для подбора подшипника при малых частотах вращения.

2. в качестве проверки подшипник выбирают по динамической грузоподъёмности. Условие проверки и подбора: Р₀ С₀, Р₀ - эквивалентная статическая нагрузка. С₀ указывается в таблицах каталога подшипника. Р₀=x₀F_r+y₀F_a, x₀, y₀ – коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки выбирают по каталогам.

Б73. Эквивалентная динамическая нагрузка Р для радиальных и радиально-упорных подшипников есть такая условная посто­янная радиальная сила Р_г, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и с непо­движным наружным обеспечивает такую же долговечность, какую подшипник имеет при действительных условиях нагружения и вращения. Для упорных и упорно-радиальных подшип­ников соответственно будет Р_а — постоянная центральная осе­вая сила при вращении одного из колец: колец: P_r=(XVF_r+YF_a)K_bK_T, Pa=(XF_r+YF_a)K_bK_T,(1) где F_r, F_a — радиальная и осевая силы; X, Y — коэффици­енты радиальной и осевой сил ; V — коэффициент вращения, за­висящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1 , наружного У =1,2); К_b — коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: спокойная K_b=1, умеренные толчки K_b = 1,3. ..1,5, с сильными толчками (ударами) K_б = 2,5...3; К_T — температурный коэффици­ент . Значения X и Y различны в зависимости от отношения F_al(VF_r). Объясняется это тем, что до некоторых пределов, равных коэффициенту этого отношения е, дополнитель­ная осевая нагрузка не ухудшает условия работы подшипника. Она уменьшает радиальный зазор в подшипнике и выравнивает распределение нагрузки (в том числе радиальной) по телам качения.

Учет переменности режима нагрузки принято выполнять путем замены нагрузки Р эквивалентной нагрузкой

P_E=(Σ(P_iL_i)³/.ΣL_i,)^1/3 (16.30)

где P_t — по формуле (1) для каждого уровня нагрузки (см., например, циклограмму на рис. 8.41); L, — число млн. оборотов при нагрузке P_t.

Вывод формулы (16.30) аналогичен выводу формулы (8.63) для зубчатых передач. Только формула (8.63) разрешена относительно эквивалентного числа циклов N_HE, а формула (16.30) — эквивалентной нагрузки Р_Е. Это усложняет расчеты, так как не позволяет использовать результаты предыдущих расчетов, например зубчатых колес, для последующего расчета подшипников. Кроме того, для расчета по формуле (16.30) необходимо знать циклограмму нагружения, которая известна лишь в редких случаях.

В гл. 8 показано, что расчет упрощается, если использовать графики типовых режимов — рис. 8.42 и формулу (8.63). Учи­тывая линейную зависимость N_H и L_h, для подшипников формулу (8.64) можно записать в виде

где L_hE — эквивалентная долговечность, ч; L_h — суммарное вре­мя работы подшипника, ч; ид — коэффициент режима нагрузки (см. табл. 8.10, где вместо т/2 = 3 будет /> = 3). При известном L_hE по формуле (16.28) находим

L_E = 60*10^-6nL_he млн. об. (16.32)

Значение L_E используют при расчете по формуле (16.27), принимая L = L_E и Р равной максимальной из расчетных нагрузок.