5.5.2 Расчет сил действующих в зубчатых зацеплениях.

Окружная сила зубчатого зацепления, Н.

, (60)

где - крутящий момент, передаваемый передачей (см. рисунок 6), Н∙м.

Радиальная сила зубчатого зацепления, Н

, (61)

Осевая сила зубчатого зацепления, Н: отсутствует в виду применения прямозубого и шевронного видов зацепления . результаты расчетов приведены в таблице 8.

Таблица 8.-Силы действующие в зубчатом зацеплении.

Зубчатое зацепление	Включена передача	Сила ,Н
		Окружная		Радиальная
		эквивалентная	Максимальная	эквивалентная	Максимальная
1	2	3	4	5	6
Привод переднего моста	П	4876	16560,0	4653,0	17651,5
	Н	19903,4	84444,4	13192,0	116905,
Сателлит -солнечная шестерня	П	1583,3	113863	9156,0	121998
	Н	4488	113863	9156,0	121998

Распределение сил, действующих в зубчатых передачах на другие детали раздаточной коробки, осуществляется с помощью известных правил сопротивления материалов и теоретической механики. Направление действия сил на понижающей передаче представлены на рисунке 8. Численные значения реакций опор сведены в таблице 9.

Рисунок 8-Направление сил в зубчатых зацеплениях при включенной понижающей передаче.

Таблица 9-Радиальные реакции опор, Н.

№ опоры на рисунке	Включенная передача
	Понижающая		Прямая
	Эквивалентная реакция	Максимальная реакция	Эквивалентная реакция	Максимальная реакция
1	77019	61923	2645	9055
2	7800	25182	3615	10419
3	16527	58966	5906	20218
4	7267	25750	3386	11398
5	6539	23147	3120	10637
6	16060	58310	1453	4838
7	11102	40923	4781	16399

5.5.3 Расчет допускаемых напряжений зубчатых передач.

5.5.3.1 Расчет допускаемых напряжений зубьев шестерни понижающей передачи.

Расчет допускаемых контактных напряжений производится по формуле, МПа:

(62)

где - предел делительной поверхности контактной выносливости используемых колес, полученный при определенных условиях эксперимента и соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

, (63)

где в- предел делительной контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений.

- коэффициент, учитывающий влияние исходной, шероховатости сопряженной поверхности зубьев , =1:

в=23∙𝐻𝑜; (64)

в=23∙61=1403 МПа.

- коэффициент, учитывающий окружную скорость.

При 𝐻𝑜 𝐻𝐵350;

𝑍𝘷=0,925𝑉^0,05; (65)

𝑍𝘷=0,925∙20,72^0,05=1,076.

𝑍𝑘- коэффициент, учитывающий размер зубчатых колес.

При 𝑑 7000мм 𝑍𝑘=1;

𝑍𝑖- коэффициент, учитывающий влияние смазывающего материала, 𝑍𝑙=1;

=1403∙1∙1,076∙1∙1=1509,6 МПа;

𝑆𝐻- коэффициент запаса контактной прочности, для однородной структуры колес 𝑆𝐻=1,1;

𝑍𝑛- коэффициент контактной долговечности:

𝑍𝑛= , (66)

где 𝑞𝐻- показатель степени кривой контактной усталости.

Для стальных колес 𝑞𝐻=6 [4];

- базовое число циклов контактных напряжений

=30∙𝐻𝑜^2,4 12∙10⁷ циклов;

=30∙625^2,4=1,54∙10⁸ циклов.

Принимаем =12∙10⁷ циклов;

- эквивалентное число циклов напряжений при расчете на контактную выносливость . =𝑀𝐻𝑁𝑘,

где 𝑀𝐻- коэффициент эквивалентных контактных напряжений 𝑀𝐻=0,466;

=0,466∙2,03∙10⁷=9,459∙10⁶ циклов;

𝑍𝑛= =1,527;

н𝑝=(1509,6/1,1)∙1,527=2095,63 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа:

н𝑝𝑚𝑎𝑥=44∙𝐻𝑜н𝑅𝑐, (67)

н𝑝𝑚𝑎𝑥=44∙61=2684 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа.

Глубинные напряжения:

н𝑘= , (68)

где - предел делительной контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, МПа:

=τ ∙𝐴∙𝑀т, (69)

где τ - предел глубинной прочности по глубинным контактным напряжениям, МПа.

τ = τ ∙1,07∙𝐻𝑘м𝑘𝑣; (70)

τ =1,07∙380=407 МПа;

𝐴 =5,1+𝑄 , где 𝑄 =1,1∙( ) 0,1;

= ,

где - приведенный радиус кривизны профиля зубьев в полосе зацепления, мм.

= , (71)

=(120∙𝑡𝑔17⁰46′/2∙𝑐𝑜𝑠0⁰)∙(3/3+1)=16,071мм;

=10⁴∙0,8/(16,071∙380)=1,310;

a =1,1∙(1,31-0,4/1,31)=1,105;

Принимаем a =1,1 [4];

a =5,1+1,1=6,2;

𝑀т- коэффициент, учитывающий возможность возникновения, трещин в упрощенном слое:

𝑀т=1-0,2∙( -2)∙ ; (72)

𝑀т=1-0,2∙(1,31-2)∙(0,8-0,3∙800/380)=1,065;

=407∙6,2∙1,065=2687 МПа;

=(2687/1,1)∙1,136=2775 МПа.

Допускаемые глубинные контактные напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа:

𝑚𝑎𝑥= , (73)

где -коэффициент запаса глубинной контактной прочности =1,1 [4].

𝑝𝑚𝑎𝑥=2775/1,1=2523 МПа;

^𝑓𝑝= , (74)

где -коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для нитроцементирующих сталей.

𝑌𝑟=1,05[4];

𝑌𝛿- коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений [4]. Для нитроцементированных колес 𝑌𝛿=1+ ,

где -относительный градиент напряжений:

𝑥= , где -коэффициент градиента напряжений. Для 𝑍1,1=24 зуба и 𝑥1,1=0,2 𝐺𝑔=5,25. Следовательно 𝑥= =1,05;

𝑌𝑥-коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес.

Для 𝑑𝜔<300 мм и 𝑚=5 мм 𝑌𝑥=1,04;

^𝑓𝑙𝑖𝑚𝑔-предел длительной выносливости зубьев при изгибе, МПа.

^𝑓𝑙𝑖𝑚𝑔= ^𝑓𝑙𝑖𝑚𝑔⋅𝑌т⋅𝑌𝑔⋅𝑌𝑑⋅𝑌𝑐⋅𝑌𝑙, (75)

где ^𝑓𝑙-предел длительной выносливости зубьев при изгибе испытуемых образцов зубчатых колес, соответствующе базовому числу циклов напряжений , МПа. Для стали 25ХГМ ^𝑓𝑙𝑖𝑚𝑔=1000 МПа;

𝑌т- коэффициент, учитывающий технологию изготовления

𝑌т=1

𝑌𝑔- коэффициент, учитывающий влияние переходной поверхности зуба, 𝑌𝑔=0,7[4];

𝑌𝑑- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба 𝑌𝑑=1[4];

𝑌𝑐- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, 𝑌𝑐=1,2;

𝑌𝑙- коэффициент долговременности по напряжениям изгиба [4]

𝑌𝑙= ; (76)

где -показатель степени кривой изгибной усталости 𝑞𝑓=9;

𝑁𝑓𝑙𝑖𝑚-базовое число циклов изгибных напряжений 𝑁𝑓𝑙𝑖𝑚=4⋅10⁶ циклов;

𝑁𝑓𝐸-эквивалентное число циклов напряжений при расчете на изгибную выносливость; 𝑁𝑓𝐸=𝑀𝑓⋅𝑁𝑘, где -коэффициент эквивалентных циклов изгиба 𝑀𝑓=0,3.

𝑁𝑓𝐸=0,3⋅2,03⋅10⁷=6,09⋅10⁶циклов;

𝑌𝑙= =0,93. Принимаем 𝑌𝑙=1,00 [4];

^𝑓𝑙𝑖𝑚𝑔=1000⋅1⋅0,7⋅1⋅1,2⋅1=840 МПа;

𝑆𝑓-коэффициент запаса изгибной прочности. Для нитроцементируемых колес 𝑆𝑓=1,55 [19];

^𝑓𝑝=(840/1,55)⋅1,05⋅1,209⋅1,04=715,5 МПа.

Допустимые напряжения изгиба при действии максимальной нагрузки, МПа [4];

^𝑓𝑝𝑚𝑎𝑥= , (77)

где ^𝑓𝑠𝑡- предел напряжений при изгибе зубьев максимальной нагрузкой, МПа [4];

= ⋅𝑌𝑔𝑠𝑡⋅𝑌𝑑𝑠𝑡, (78)

где - базовое назначение предельного напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа. Для стали 25ХГМ =2650 МПа;

𝑌𝑔𝑠𝑡-коэффициент учитывающий влияние шлифованной переходной поверхности. Для стали 25ХГМ 𝑌𝑔𝑠𝑡=0,96 [19];

𝑌𝑑𝑠𝑡- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения; 𝑌𝑑𝑠𝑡=1,1;

=2650⋅0,96⋅1,1=2798 МПа;

- коэффициент запаса изгибной прочности при действии моментальной нагрузки [4]:

=𝑌𝑧⋅𝑆𝑦, (79)

где 𝑌𝑧=0,8 и 𝑆𝑦=1,65 при вероятности разгружения 0,99 [19];

=0,8⋅1,65=1,32;

𝑌𝑟𝑠𝑡- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости и переходной поверхности. Для стали 25ХГМ 𝑌𝑟𝑠𝑡1,11 [19];

𝑌𝛿𝑠𝑡,𝑌𝛿𝑠𝑇-опорные коэффициенты, при максимальной нагрузке рассчитываемого и испытуемого зубчатых колес. Для стали 25ХГМ по [19];

=1 [4];

^𝑓𝑝𝑚𝑎𝑥=(2798⋅1,11⋅1,045⋅1)/1,32=2263 МПа.

5.5.3 Расчет допускаемых напряжений зубьев колеса понижающей передачи и зубчатых колес других передач аналогичен расчету допускаемых напряжений шестерни понижающей передачи (см. формулы (62-79)). Результаты расчета допускаемых напряжений приведены в таблице 9.

5.6 Проверочный расчет зубчатых передач.

5.6.1 Расчет напряжений понижающей передачи.

Расчетное контактное напряжение, МПа [17]:

, (80)

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес. Для стальных зубчатых колес =190 МПа^-0,5[4];

- коэффициент, учитывающий форму сопряжений поверхностей зубьев в полосе зацепления;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии.

𝑍н= ;

𝑍н= =2,7396;

=[(4-Ех)⋅3]^0,5; (81)

=[(4-1,624)⋅/3]^0,5=0,896;

𝐾н=𝐾𝑎⋅𝐾н𝑣⋅𝐾н𝑎⋅𝐾н𝛽,

где 𝐾𝑎- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку 𝐾𝑎=1;

𝐾н𝑣- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении;

𝐾н𝑎- коэффициент, учитывающий вид зуба и точность изготовления;

𝐾н𝛽- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения по длине контактной линии.

𝐾н𝑣=1+ , (82)

где 𝜔н𝑣- удельная окружная динамическая сила:

𝜔н𝑣= , (83)

где - коэффициент, учитывающий жесткость зубьев. Для прямозубых колес с прямыми модифицированными головками при Н𝑜н𝑣 350 =0,15. Для шевронных =0,08.

𝑔𝑜- коэффициент, учитывающий влияние, разности шагов зацепления зубьев колеса и шестерни. Для 5 степени точности по нормам плавности при 𝑚=5мм; 𝑔𝑜=4,2 [4];

𝑎𝑐- отношение, коэффициентов жесткости 𝐶𝑚 колес рассчитываемой передачи заданного контура и такой же передачи с исходным контуром. Так как исходный контур выбран по [17]; 𝑎𝑐=1.

𝜔н𝑣=0,15⋅4,2⋅16,014⋅ =78,58;

𝐾н𝑣=1+ =1,158;

𝐾н𝑎=𝐾н , (84)

где 𝐾н - коэффициент, учитывающий постоянство интенсивности нагрузки на наклонных линях [4]:

𝐾н =1+ ; (85)

𝐾н =1+ =1;

𝐾н𝑎=1⋅1,148=1,148;

𝐾н =1+0,32⋅ ; (86)

𝐾н ;

𝐾н=1⋅1,158⋅1,158⋅1=1,34;

МПа.

Максимальное контактное напряжение, МПа [19]:

; (87)

где ;

;

.

;

МПа.

Глубинное контактное напряжение, МПа:

; (89)

МПа.

Глубинное контактное напряжение, при действии максимальной нагрузки МПа [19]:

; (90)

МПа.

Изгибное напряжение, МПа [19]:

, (91)

где 𝐾𝑓- коэффициент нагрузки;

𝑌𝑓- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрации напряжения;

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев =1 [4].

где 𝐾𝑓𝑎- коэффициент, учитывающий точность изготовления при расчете напряжений изгиба зуба. Для шестой степени точности по нормам плавности 𝐾𝑓𝑎=1 [4];

𝐾𝑓 - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии на напряжении изгиба у основания зубьев.

𝐾𝑓 =0,95+ , (92)

где 𝐿𝑘- максимальная длинна контактной линии, мм. При ; 𝐿𝑘= в, 𝐿𝑘1=45 мм 𝐿𝑘2=40/𝑐𝑜𝑠23,5⁰=43,62 мм;

𝐾𝑓𝛽=0,95+((1-1,4⋅5/40)/(1+1,4⋅5/40))⋅(1-1)=0,95;

𝐾𝑓𝑣- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении.

, (93)

где - удельная окружная динамическая сила.

, (94)

где - коэффициент, учитывающий жесткость работы. =0,10 [4];

;

;

𝐾𝑓=1⋅1⋅0,95⋅0,118=0,113,

𝑌𝑓- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения [4]:

𝑌𝑓=𝑚𝑎𝑥 , (95)

где 𝑌𝑓𝑖=3,47+13,2/𝑍𝑣𝑖-2,97⋅𝑥𝑖/𝑍𝑣𝑖+0,092⋅𝑥𝑖²;

𝑌𝑓1=3,47+13,2/36-2,97⋅0,2/36+0,092⋅0,2²=3,614;

𝑌𝑓2=3,47+13,2/36-2,97⋅(-0,2)/36+0,092⋅(-0,2)²=3,754;

𝑌𝑓=𝑌𝑓2=3,754;

𝑌𝛽=1-0,008⋅Е𝛽⋅𝛽 0,75, (96)

𝑌𝛽=1-0,008⋅0 0,75;

=19903,4⋅0,105⋅3,754⋅1⋅1/(40⋅5)=39,18 МПа,

Напряжение при изгибе максимальной изгибной нагрузкой, МПа

, (97)

, (98)

, (99)

;

,

МПа.

5.6.2 Результаты расчета понижающей передачи привода переднего моста приведены в таблице 10. Проверочный расчет межосевого дифференциала не пригодился в связи с тем, что применяется дифференциал, имеющий показатели серийно выпускаемого на автозаводе имени Лихачева, устанавливаемый в раздаточной коробке автомобиля КамАЗ-5350.

5.6.2 .1 Расчет валов, выбор материала.

Таблица 10. Результаты расчета понижающей передачи.

Напряжение			Номер формулы	Понижающая передача		Передача привода переднего моста
				При эквивалентном нагружении	При максимальном нагружении	При эквивалентном нагружении	При максимальном нагружении
Контактное	поверхностное	Расчетное	3,70	995,6	1703	1038	2023
		Допускаемое	3,52	1887	2095	2095	2684
	Глубинное	Расчетное	3,81	995,6	1038	1038	2023
		Допускаемое	3,58	2775	2687	2687	2529
Изгибное		Расчетное	3,83	19,73	39,18	39,18	39,71
		Допускаемое	3,64	715	2798	2263	2261

Выбираем для изготовления валов сталь 25ХГМ по следующим характеристикам:

Предел прочности МПа; МПа

Предел текучести МПа; МПа.

5.6.2.2 Расчет ведущего вала.

На рисунке 9 следует, что опасным сечением вала является сечение С-С.

В числителе значения при мах нагружении; в знаменателе- при эквивалентном .

Рисунок-9 Нагруженность, реакции опор, эпюры нагружения.

Примечания: Численные значения при максимальном нагружении.Рисунок-10. Нагруженность, реакции опор, эпюры нагружения вала.

5.6.2.3 Расчет вала на статическую прочность.

Суммарный изгибающий момент в сечении С-С, Н⋅м [19]:

, (100)

где - изгибающий момент в сечении С-С в вертикальной плоскости;

- изгибающий момент в сечении С-С в горизонтальной плоскости;

𝑇𝑒- крутящий момент в сечении С-С.

𝑀𝑢𝑐= =2736 Н⋅м.

Момент сопротивления при изгибе в сечении С-С, м³;

𝑊𝑢𝑐=𝜋⋅(𝐷𝑐⁴-𝑑𝑐⁴)/320. (101)

где 𝐷𝑐 и 𝑑𝑐- соответственно нагруженный и внутренний диаметр вала в сечении С-С, м.

𝑊𝑘𝑐=𝜋⋅(0,05⁴-0,015⁴)/(32⋅0,05)=2,11⋅10^-5 м³.

Момент сопротивления при кручении, м³;

𝑊𝑘𝑐=𝜋⋅(𝐷𝑐⁴-𝑑𝑐⁴)/160; (102)

𝑊𝑘𝑐=𝜋⋅(0,05⁴-0,015⁴)/(16⋅0,05)=4,22⋅10^-5 м³.

Площадь сечения, м² [19];

𝑆𝑐=𝜋⋅(𝐷𝑐²-𝑑𝑐²)/4; (103)

𝑆𝑐=𝜋⋅(0,005²-0,015²)/4=2,65⋅10^-3 м².

Напряжение изгиба, МПа [19];

; (104)

((2736/2,11⋅10^-5+8/0,00265))⋅10^-6=129,67 МПа,

Напряжение кручения, МПа [19];

; (105)

5477/(4,22⋅10^-5⋅10⁶)=129,79 МПа.

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести [19];

1. По напряжениям изгиба :

(106)

где - коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала по пределу текучести =0,79 [19];

=0,79⋅981/129,67=5,977;

2. По напряжению кручения:

, (107)

0,79⋅478/129,79=2,91.

Коэффициент запаса прочности по пределу прочности:

1. по напряжениям изгиба:

, (108)

где - коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров вала по пределу прочности.

= =9,341,

2. по напряжениям кручения:

, (109)

=6,683,

Общий коэффициент запаса прочности, [19]:

1. по пределу текучести:

; (110)

;

2. по пределу прочности:

; (111)

.

Условие достаточной прочности вала [19]:

𝘩𝘛=4,36>(1,2…1,5)

𝘩в=9,08>(1,5…1,8)

Условие достаточной статистической прочности вала выполняется.

5.6.3 Расчет вала на жесткость.

На рисунке 10 представлены действующие на эквивалентных валах нагрузки и соответствующие им эпюры нагружения с учетом внутренних силовых факторов. Расчет на жесткость производится при действии максимальной нагрузкой.

Максимальный прогиб вала, мм [19]:

; (112)

где 𝑓𝑥; -максимальные прогибы вала в плоскостях 𝑋𝑂𝑍 и 𝑌𝑂𝑍, мм;

, (113)

где 𝑓𝑖𝑥,𝑦- прогиб сечения в плоскости 𝑋𝑂𝑍 и 𝑌𝑂𝑍 при действии на вал нагрузки 𝑖, мм;

𝐹𝑖𝑥,𝑦- находятся по уравнению упругой линии, [19]:

, (114)

где 𝐸- модуль упругости материала вала при растяжении, МПа;

𝑥- текущая координата сечения вала, в котором определяют прогиб 𝑓𝑥𝑦 и угол поворота 𝑄, мм;

𝑗- осевой момент инерции сечения, мм;

𝑎,𝑏- координаты сечения, в котором приложены сосредоточенные нагрузки 𝑀𝑢𝐹, мм;

𝐸𝑗𝑓𝑜𝑥,𝑦- постоянная определяющая условие закрепления вала в опорах;

𝑄- угол поворота, рад.

Уравнение углов поворота [19]:

, (115)

где 𝐸𝑗𝑄𝑜- постоянная, определяемая из условия закрепления вала в опорах.

Угол поворота вала под действием 𝑘 нагрузок, рад [19]:

, (116)

где 𝑄𝑖- угол поворота вала под действием на вал нагрузки 𝑖, рад.

Результаты расчетов по определению статической прочности и жесткости валов, проектируемой раздаточной коробке, приведены в таблице 11.

Таблица 11-Результаты расчета валов.

Деталь	Коэффициент запаса прочности по пределу		𝑚𝑎𝑥 прогиб, мкм.	𝑚𝑎𝑥 угол поворота 𝑥⋅10-4 рад
	текучести	прочности
Ведущий вал	4,36	9,08	0,3	0,9
Вал привода водила	3,26	4,78	1,6	1,9
Ступица солнечной шестерни	3,57	4,53	0,4	1,1
Вал привода переднего моста	2,14	4,83	5,0	3,0
Ступица и вал привода мостов тележки	4,72	12,26	0,1	0,4

5.7 Расчет подшипников.

5.7.1 Расчет подшипников качения.

Расчет подшипников качения производится по эквивалентными нагрузкам (см. таблицу 11) [20], [16].

Расчет подшипника качения задней опоры ведущего вала. Назначаем роликовый цилиндрический подшипник. Эквивалентная нагрузка с учетом сил при понижающей передаче, 𝐻:

, (117)

где 𝑋- коэффициент радиальной нагрузки. Для выбранного типа подшипника 𝑋=1 [16];

𝑉- коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца 𝑉=1 [16];

𝐹𝑎𝗁- осевая нагрузка на подшипник, 𝐻. 𝐹𝑎𝗁=200𝐻;

- коэффициент безопасности. =1,5 [16];

𝐾т- температурный коэффициент. Для зубчатых передач автомобиля; 𝐾т=1 [16];

𝐾м- коэффициент материала. Для полноприводных подшипников 𝐾м=1 [16].

𝑃𝐻=(1⋅1⋅17019+0,3⋅200)⋅1,5⋅1,1=25619 𝐻.

Аналогично рассчитывается эквивалентная нагрузка при включенной прямой передаче. 𝑃п=4058𝐻.

Эквивалентная суммарная нагрузка на подшипники, 𝐻[16]:

, (118)

где 𝑁𝑘п, 𝑁𝑘н, 𝑁𝑘- число циклов нагружения соответственно при включенной понижающей, прямой передаче и суммарный (см. таблицу 10);

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника 𝐻,[16]:

(119)

где -показатель степени, зависающий от типа подшипника. Для роликовых подшипников 𝑚=1/3 [16]. 𝑁𝑘-8 млн. циклов.

𝐶т=9662⋅405^1/3=71485,7.

По [16] назначаем подшипник 2611 ГОСТ 8338-75.

Основные параметры приведены в таблице-12.

Таблица 12-Параметры подшипников

Опора качения	обозначение	Грузоподъемность, кН	Внутренний диаметр, мм	Наружный диаметр, мм	Ширина, мм	Масса, мм	Потеря мощности при вкл. Передачи вт
							П	Н
Передняя ведущего вала	312	64,1	60	130	31	1,35	1,04	1,79
Задняя ведущего вала	12320	100	60	130	31	1,35
Вала привода мостов тележки	214	48,8	70	125	24	1,35	1,48	2,02
Передняя вала привода переднего моста	50314	56,1	55	120	29	1,35	0,69	1,38
Задняя вала привода переднего моста	53610	120	50	110	40	1,7	1,99	3,11

5.7.2 Расчет остальных подшипников

Остальные подшипники качения рассчитываются аналогично, по формулам (117-119);

5.7.3 Расчет потерь мощности в подшипниках качения.

Момент трения в подшипниках ведущего вала, Н⋅м [20].

, (120)

где 𝑃- нагрузка на подшипник, 𝐻;

𝑓т𝑝- коэффициент трения, 𝑓𝑚𝑝=0,002 [20];

𝑑- внутренний диаметр подшипника, мм.

, (121)

где 𝐹𝑟 и 𝐹𝑎- силы действующие на подшипники, 𝐻 (см. таблицы 10)

𝐻.

Мощность затрачиваемая на трение в подшипниках, Вт

.

𝑁𝑝𝑘=1,047⋅10^-2⋅𝑀т𝑝⋅𝜔, (122)

где 𝜔- угловая скорость вращения вала рад^-1.

𝑀т𝑝=0,002⋅17224⋅0,06/2=1,033 𝐻⋅м;

𝑁𝑝𝑘=1,047⋅10^-2⋅1,033⋅30,78=0,333 Вт.

Мощность, затрачиваемая на трение в подшипниках рассчитывается аналогично (см. формулы 120…122). Результаты расчетов приведены в таблице12.