Кинематический и силовой расчет привода. 3

Содержание

Введение  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  .

1 Кинематический  и силовой расчет привода…………………………………5

2 Расчет  цепной передачи ………………………………………………………8

3 Расчет  зубчатых передач

3.1 Расчет  быстроходной ступени………………………………………10

3.2 Расчет  тихоходной ступени…………………………………………15

4 Расчет  валов

4.1 Расчет  тихоходного вала……………………………………………19

4.2 Расчет  промежуточного вала…………………………………………21

4.3 Расчет  быстроходного вала…………………………………………23

5 Проверка  подшипников

5.1 Проверка  подшипников тихоходного вала…………………………25

5.2 Проверка  подшипников промежуточного вала……………………26

5.3 Проверка  подшипников быстроходного вала………………………27

6 Проверка  шпоночных соединений ………………………………………….29

7 Смазка  редуктора……………………………………………………………..30

8.Подбор  и проверка муфт…………………………………………………….31

9. Расчет приводного вала……………………………………………………...31

10. Сборка  редуктора……………………………………………………………32

11 Экономическое  обоснование принятых конструктивных  решений………33

12 Литература……………………………………………………………………34

 

Приложения

А4 Спецификации.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Выполнение  курсового проекта по деталям  машин способствует закреплению  и углублению знаний, полученных при  изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин  и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, технологии металлов, черчения, метрологии.

Тематика  курсового проектирования имеет  вид комплексной инженерной задачи, включающей кинематические и силовые расчёты, выбор материалов и расчёты на прочность, вопросы конструирования и выполнение конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и рабочих чертежей, а также составление спецификации.

Этим  требованиям отвечают такие объекты  проектирования, как приводы машин  и механизмов технологического, испытательного и транспортирующего оборудования. В такие приводы входят редукторы  общего назначения, на конструировании которых возможно закрепление большинства тем курса деталей машин.

При конструировании  задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям производства, дающих наибольший экономический эффект и обладающими высокими технико-экономическими характеристиками.

Основные  требования, предъявляемые к конструированной машине - высокая надёжность, ремонтопригодность, технологичность, минимальные размеры  и масса, удобство эксплуатации. Ко всему вышесказанному следует добавить, что основополагающим фактором в  конструировании является стандартизация и взаимозаменяемость деталей, из чего следует, что в данной работе будут  применяться детали обоснованные этими признаками, так как создание деталей не согласованных с ГОСТом экономически не выгодно, и преследуется по закону.

 

 

 

 

1 Кинематический и силовой расчет привода

 

Исходные данные для расчета:

F_t – тяговое усилие цепи конвейера, F = 10,5 кН;

V – скорость движения цепи , V = 0,24 м/с;

t – шаг , t = 160 мм;

α – коэффициент, учитывающий распределение времени  действия нагрузки, α = 0,70;

Z – число зубьев, Z =8;

1.1 Определяем необходимую мощность привода по формуле (1.18)

 кВт

 

1.2 Определяем мощность двигателя с учетом потерь кинематической цепи привода по формуле (1.19)

 где  - общий КПД привода ;  ,

 где  - КПД цепной передачи из табл. 1.2 принимаем = 0,93.

         - КПД подшипника , = 0.99

         - КПД цилиндрической передачи, = 0,98

 

Тогда

Тогда кВт

1.3 Определяем по формуле (1.21) необходимую частоту вращения вала электродвигателя.

 

,

 где  - частота вращения приводного вала мин^-1

        - передаточное число привода

 

По формуле  (1.22) мин^-1;

 

Таким образом  мин^-1;

 

Из таблицы (1.3) выбираем электродвигатель 112МВ8  у которого:

мощность P_эл = 3 кВт;

обороты n_эл = 709 мин^-1

 

1.4 Уточняем передаточное число привода т.е. находим практическое с учетом стандартного двигателя.

Отсюда  - передаточное число редуктора

1.5 Проводим разбивку U_р по ступеням.

Передаточное число быстроходной цилиндрической ступени находим  по формулам (1.4-1.5):

- вспомогательный коэффициент

, что меньше U_max полученной по табл. 1.1.

Передаточное число тихоходной цилиндрической ступени:

 

, что удовлетворяет требованием  табл. 1.1

 

1.6 Находим крутящие моменты на валах и частоты их вращения по формулам (1.28)…(1.30):

 

1.6.1 Найдем D_зв (диаметр тяговой звездочки) для определения крутящего момента на выходном валу:

 

м.

1.6.2 Крутящие моменты на валах:

 Н*м

 Н*м

 

 

 Н*м

 Н*м

1.6.3 Частоты вращения валов:

 

 мин^-1

 мин^-1

мин^-1

 

 мин^-1

1.7 Заполняем таблицу 1.4

 

 

Вал	Т, Н*м	n, мин-1
1	50	709
2	318	107
3	988	33,6
4	2730	11,25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчет  цепной передачи

 

Исходные данные для расчета:

n₁ =33,6 мин^-1 – обороты на валу ведущей звездочки;

 кВт – мощность на ведущей  звездочке;

U = 3-4– передаточное число цепной передачи;

Расположение линии центров  передачи под углом 45^о к горизонту;

 

2.1 Согласно методике расчета принимаем для U = 3 ; Z₁=25 .

 

2.1.1 По формуле Z₂=Z₁U=25*3 = 75;

2.1.2 По формуле (2.11) предварительно находим .

 

2.2 Определяем расчетную мощность P_p по формуле (2.12) , принимая из табл. 2.5 :

 

где, K_д =1 – коэффициент динамичности нагрузки;

K_а =1 – коэффициент межосевого расстояния;

K_н =1 – коэффициент наклона линии центров звездочек передачи к    горизонту;

K_рег =1,1 – коэффициент способа регулировки натяжения;

K_с =0,8 – коэффициент смазки и загрязнения передачи;

K_реж = 1 – коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток;

 

2.3 По формуле (2.13) - коэфф. числа зубьев;

2.4 По формуле (2.14), принимая = 50 мин^-1,

- коэффициент частоты вращения;

 кВт;

2.5 По табл. 2.6 для принятого = 50 мин^-1 и P_p=3.6 кВт назначаем однорядную цепь ПР-19,05-32 , ГОСТ 13568-97, у которой шаг t=19,05 мм.

При этом мм.

 

2.6.1 Определяем длину цепи L_t по формуле (2,16):

 

 

 

2.6.2 Округляем до целого четного числа L_t=132.

2.7 Уточняем межосевое расстояние (мм) по формуле (2,17):

 

 

 

2.8 Фактическое межосевое расстояние находим по формуле (2,18): мм;

2.9 Диаметры делительных окружностей звездочек находим по формуле (2.19):

 

мм    ;               мм  ;

 

2.10 Среднюю окружную скорость цепи рассчитываем по формуле (2,20):

 м/с.

2.11 Полезную нагрузку определяем по формуле (2,21):

2.12 Натяжения от силы провисания F₀ и центробежной силы F_ц вычисляем по формулам (2,22) и (2,23), коэффициенте и погонной массе 1,9 кг/м:

 Н – сила тяжести;

 Н – центробежная сила;

2.13Натяжение ведущей F₁ и F₂ ветвей цепи находим по формуле (2,24):

 

 Н;

Н;

2.14Проверяем цепь на разрыв по формуле (2,25), F_p=64 кН:

;

Цепь удовлетворяет условию  прочности.

2.15 Нагрузку на вал от цепной передачи определяем по формуле (2,26):

 Н.

 

 

 

 

 

3 Расчет  зубчатых передач

3.1 Расчет  тихоходной ступени

Исходные  данные для расчета:

T₃=988 Н*м – крутящий момент на колесе;

n₃=33,6 мин^-1 – частота вращения колеса;

U = 3,2 – передаточное число;

Выбор материала зубчатых колес.

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес  сталь 35ХМ ГОСТ'4543-71* с сочетанием термообработок: шестерня – улучшение 269….302НВ, колесо – улучшение 235….262НВ,σ_Т=750МПа

3.1.2 Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2

Для шестерни:

Для колеса:

3.1.3 Срок службы передачи (ч) при 5 годах работы:

 ч.

3.1.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость.

Ориентировочное значение межосевого расстояния(мм) определяется по формуле:

,

где К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=430;

T_НЕ2 – эквивалентный момент на колесе, Нм;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- относительная ширина колеса;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

;

Где Т₂ – наибольший из длительно действующих на колесе крутящих моментов по циклограмме;

Т_2i – крутящий момент, соответствующий i-й ступени циклограммы;

N_i – число циклов напряжений, соответствующее i-й ступени циклограммы;

N_k – общее число циклов напряжений, соответствующее заданному сроку службы.

Коэффициент К_Нβ принимают в зависимости от параметра ψ_bd и схемы расположения зубчатой передачи в редукторе.

;

Где ψ_ba зависит от положения колес относительно опор, ψ_ba=0,25;

;

К_Нβ = 1,02.

;

Вычисленное межосевое расстояние округляем в ближайшую сторону до стандартного. мм.

3.1.5 Предварительный размер колес:

ширина колеса:

ширина шестерни:  .

3.1.6 Модуль передачи. Ориентировочно значение модуля для косозубых передач зависит от твердости зубьев: мм.

3.1.7 Угол наклона и число зубьев.

.

Суммарное число зубьев. .

Уточняем  угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

 

Число зубьев колеса: .

Фактическое передаточное число  .

3.1.8 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

 

Проверка:

Диаметры  окружностей вершин зубьев:

 

Диаметры  окружностей впадин зубьев:

 

Силы в зацеплении, H

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая:

3.1.9 Степень точности передачи.

Точность  изготовления зубчатых колес и передач  задается степенью точности в зависимости  от окружной скорости V₂.

Для косозубых  колес при скорости до 4м/с принимаем степень точности9.

3.1.10 Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

Расчет местное  напряжение при изгибе σ_F(МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни.

Для колеса:

Где F_tE – эквивалентная окружная сила,H;

K_F – коэффициент нагрузки;

Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для ступенчатой  циклограммы нагружения:

 

 

 

Где q_F -  показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость. Для закаленных и улучшенных колес q_F = 6.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:  

Где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

 K_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линий;

 K_Fν - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

 K_Fα для косозубых колес при степени точности 9 равна 1.

K_Fβ =1,05.

Где ν_F – динамическая добавка:

Где ω_Fν – удельная окружная сила, H/мм;

К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, 

_;

Коэффициент Y_FS2 для колеса и аналогично  Y_FS1  для шестерни определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V.

Y_FS1 = 3,67; Y_FS2 = 3,6.

Коэффициент осевого перекрытия:

Коэффициент торцового перекрытия:

.

<σ_Fp2=256;’

 

 

 

Расчетное местное  напряжение при изгибе(МПа) для шестерни:

<σ_Fp1=294.

Проверочный расчет на контактную выносливость сводиться  к проверке выполнения условия σ_H≤ σ_Hp

При этом действительное контактное напряжение определяется:

;

Где - контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

K_H – коэффициент нагрузки.

 

Где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_H =2,37;

Z_ε определяется в зависимости от коэффициентов перекрытия ε_α и ε_β.

При ε_β≥1 ;

Коэффициент нагрузки K_H вычисляется по зависимости:

Где K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косых K_Hα = 1,1

K_Hν - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. K_Hν = 1,01.

;

;

.

, условие выполняется.

3.1.11 Проверочный расчет при действии максимальной нагрузки на контактную прочность сводится к проверке выполнения условия

Во избежание  появления остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин необходимо, чтобы выполнялось условие

;

;

Условия прочности по кратковременной  перегрузке выполняется.

 

3.2 Расчет  быстроходной ступени

Исходные данные для расчета:

T₂=318 Н*м – крутящий момент на колесе;

n₂=107 мин^-1 – частота вращения колеса;

U = 6,6– передаточное число;

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояние принимаем

3.1.7 Ширина колес – по формуле (3,7):

 мм; мм

3.2.8 Модуль передачи мм. Принимаем стандартный мм.

3.1.7 Угол наклона и число зубьев.

.

Суммарное число зубьев. .

Уточняем  угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса: .

Фактическое передаточное число  .

3.1.8 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

 

Проверка:

Диаметры  окружностей вершин зубьев:

 

Диаметры  окружностей впадин зубьев:

 

Силы в зацеплении, H

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая:

3.1.9 Степень точности передачи.

Точность  изготовления зубчатых колес и передач  задается степенью точности в зависимости  от окружной скорости V₂.

Для косозубых  колес при скорости до 4м/с принимаем степень точности9.

3.1.10 Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

Расчет местное  напряжение при изгибе σ_F(МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни.

Для колеса:

Где F_tE – эквивалентная окружная сила,H;

K_F – коэффициент нагрузки;

Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для ступенчатой  циклограммы нагружения:

Где q_F -  показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость. Для закаленных и улучшенных колес q_F = 6.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:  

Где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

 K_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линий;

 K_Fν - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

 K_Fα для косозубых колес при степени точности 9 равна 1.

K_Fβ =1,05.

Где ν_F – динамическая добавка:

Где ω_Fν – удельная окружная сила, H/мм;

К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, 

_;

 

Коэффициент Y_FS2 для колеса и аналогично  Y_FS1  для шестерни определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V.

Y_FS1 = 3,8; Y_FS2 = 3,6.

Коэффициент осевого перекрытия:

Коэффициент торцового перекрытия:

.

<σ_Fp2=256;’

Расчетное местное  напряжение при изгибе(МПа) для шестерни:

<σ_Fp1=294.

Проверочный расчет на контактную выносливость сводиться  к проверке выполнения условия σ_H≤ σ_Hp

При этом действительное контактное напряжение определяется:

;

Где - контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

K_H – коэффициент нагрузки.

 

Где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_H =2,37;

Z_ε определяется в зависимости от коэффициентов перекрытия ε_α и ε_β.

При ε_β≥1 ;

Коэффициент нагрузки K_H вычисляется по зависимости:

Где K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косых K_Hα = 1,1

K_Hν - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. K_Hν = 1,03.

;

 

;

.

, условие выполняется.

3.1.11 Проверочный расчет при действии максимальной нагрузки на контактную прочность сводится к проверке выполнения условия

Во избежание  появления остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин необходимо, чтобы выполнялось условие

;

;

Условия прочности по кратковременной  перегрузке выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Расчет  валов

4.Валы, соединения вал-ступица

Проверочный расчет валов на усталостную прочность.

4.1Тихоходный  вал

Исходные  данные:

T₃=988Н*м – крутящий момент на колесе;

n₃=33,6 мин^-1 – частота вращения колеса;

Усилия на колесе –  .Радиальная: .Осевая:

Диаметр делительной окружности колеса d = 247.

Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10702-78*, НВ>240,σ_В=1100, σ_-1=480,τ_-1=280.

3.1.1 Определяем реакции опор:

3.1.2 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н∙м)

М₁ = R_A∙l₂ = 3373,3∙0,037= 124,8Нм

3.1.3Определяем коэффициент

 

 Где N₀ - базовое количество циклов нагружений, принимаемое для небольших и средних валов равным 5∙10⁶,

m – показатель наклона кривой усталости, принимаемый равным  9,

N_E -  эквивалентное число циклов нагружения.

; ;

Поскольку , то K_L=1.

4.1.6 Определяем коэффициенты, входящие в формулу (4,44). Для шпоночного паза и МПа из табл. 4.3 имеем ; . Из табл. 4.5 ; ; поверхностное упрочнение не применяем, тогда .

По формуле (4,44) находим: ; ;

4.1.7 Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d = 40мм, ослабленного шпоночным пазом 12 8мм, составляем по табл. 4.7:

;

4.1.8 Напряжения определяют по формуле (4,45):

МПа ; МПа;

4.1.9 Коэффициенты запаса прочности рассчитывают по формулам (4,37) и (4,38):

; ;

> [S]=1.5;

Условие прочности  вала соблюдено.

 

 

 

 

 

 

 

 

                                   

 

 

 

 

 

 

4.2 Расчет  промежуточного вала

Исходные данные для расчета:

T₂=318 Н*м – крутящий момент;

n₂=107 мин^-1 – частота вращения;

Колесо: . .

Шестерня:

– делительный диаметр шестерни;

.Радиальная: .Осевая: Н – осевая сила;

4.2.2 Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10702-78*, НВ>240,σ_В=1100, σ_-1=480,τ_-1=280.

4.2.3 Согласно СХЕМЕ 5 и рис 4,12 по формулам (4,21)…(4,24) и (4,10) получаем:

4.2.4 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н*м):

 Н*м;

4.2.5 Изгибающий момент в опасном сечении 2-2(Н*м):

 Н*м;

4.2.6 Поскольку частота вращения данного вала больше, чем тихоходного, то эквивалентное число циклов N_E будет больше, тогда коэффициент долговечности K_L=1.

4.2.7 Проверяем на усталостную прочность сечение 1-1. Для этого определяем коэффициенты, входящие в формулу (4,44). Для шпоночного паза МПа из табл. 4.3 имеем ; . Из табл. 4.5 ; ; поверхностное упрочнение не применяем, тогда .

По формуле (4,44) находим: ; ;

4.2.8 Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d = 35мм , ослабленного шпоночным пазом 10 8мм, составляем по табл. 4.7:

;

4.2.9 Напряжения определяют по формуле (4,45):

МПа ; МПа

4.2.10 Коэффициенты запаса прочности рассчитывают по формулам (4,37) и (4,38):

; ;

> [S]=1.5;

Условие прочности  вала в сечении 1-1 соблюдено.

4.2.11 Проверяем на усталостную прочность сечение 2-2. Рассчитываем по внутреннему диаметру d_f3=45мм, тогда по аналогии со шлицами согласно табл. 4.3 получим; . Из таблицы 4.5 имеем ; ; шестерня закаливается до 45…50 HRC_Э, поэтому согласно табл. 4,6

По формуле (4.44) : ; ;

4.2.12 Осевой и полярные моменты сопротивления вала рассчитываем по формуле (4,46):

;

4.2.13 Напряжения определяем по формуле (4,45):

МПа ; МПа

4.2.14 Дальнейший расчет можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 2-2 будет обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

4.3 Расчет  быстроходного вала

4.3.1 Внутренний диаметр подшипника d_n кратный пяти, для цилиндрического конца вала определяют по таблице 4.1.

мм.

Исходные  данные:

 T=50 Н*м – крутящий момент;

 n=709мин^-1 – частота вращения;

Колесо: . .

 мм – делительный диаметр шестерни;

4.3.2 Принимаем материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543-71*, НВ>270, МПа, МПа, МПа.

 

Н;

 Н

 Н

 Н

 Н

4.3.3 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н*м)

 Н*м

4.3.4 Поскольку частота вращения данного вала больше, чем тихоходного, то эквивалентное число циклов N_E будет больше, тогда коэффициент долговечности K_L=1.

4.3.5 Проверяем на усталостную прочность сечение 1-1. Рассчитываем по внутреннему диаметру мм, тогда по аналогии со шлицами согласно табл. 4.3 получим; . Из таблицы 4.5 имеем ; ; шестерня закаливается до 45…50 HRC_Э, поэтому согласно табл. 4,6

По формуле (4.44) : ; ;

4.3.6 Осевой и полярные моменты сопротивления вала рассчитываем по формуле (4,46):

;

4.3.7 Напряжения определяем по формуле (4,45):

МПа ; МПа

4.3.8 Дальнейший расчет можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 2-2 будет обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.1 Проверка  подшипников тихоходного вала

5.1.1 Предварительно выбираем роликоподшипник радиально-упорный однорядный легкой серии № 7209, для которого , , .

Исходные  данные для расчета:

 

n=66 мин^-1

.

На основании  рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7207 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

5.1.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности – по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

5.1.3 Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника  I ; ;

5.1.4 Осевые составляющие радиальных нагрузок (формула 5.7):

;.

5.1.5 Расчетная осевая нагрузка определяется по табл. 5.10,  :

-для подшипника  I 

5.1.6 Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику I с

5.1.7 Находим соотношение .

Для этого  соотношения из табл. 5.7 определяем Соотношение

Из табл. 5.7 для  и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

5.1.8 Эквивалентную  динамическую нагрузку на подшипник I вычисляем по формуле (5,3):