подшипников определяется по формуле:
Pэ = (ХVFr + УFa)ККt
где X, У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, значения которых приведены в таблицах [1] с.119, [2] с.212-213;
V – коэффициент, учитывающий вращение колец, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
Fr – радиальная нагрузка, Н;
Fa – осевая нагрузка, Н.
Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор (согласно указанной выше эскизной компоновки)
Fr = Ra = Rb = Pn/2.
Fa осевая нагрузка незначительна по сравнению с радиальной, принимается равной нулю Fa= 0.
Находим отношение осевой нагрузки к радиальной – Fa/VFr. Если Fa/VFr ≤ e, то принимаются Х=1, У=0, где е – параметр осевого нагружения, числа всегда положительные [3] с.119, [4] с.211.
Если Fa/VFr ≥ e, то Х и У имеют другие значения [3] с.119, [4] с.211.
К – коэффициент безопасности, значения которого приведены в таблице [3] с.118, [4] с.214.
Кt – температурный коэффициент, значения которого приведены в таблице [3] с.118, [4] с.214.
Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора выбираем попарно одинаковые радиальные однорядные шариковые подшипники.
Полученные значения Lh1 и Lh2 должны соответствовать долговечности редукторов. Для зубчатых редукторов долговечность составляет от 10000 до 36000 часов.