Производитство подшипниковой продукции

                                        

ООО «MAZELTOV» выпускает:

- подшипники качения шариковые наружным диаметром от 9 до 2000 мм;

- подшипники качения шариковые закрытого типа наружным диаметром от 9 до 250 мм;

- подшипники качения роликовые с короткими цилиндрическими роликами радиальные наружным диаметром от 35 до 1500 мм;

- подшипники качения роликовые с коническими роликами наружным диаметром от 47 до 2300 мм;

- подшипники качения роликовые со сферическими роликами радиальные наружным диаметром от 80 до 1660 мм;

- подшипники качения шариковые радиальные сферические двухрядные;

- подшипники качения шариковые радиально-упорные;

- подшипники качения шариковые упорные и упорно-радиальные;

- подшипники качения роликовые игольчатые с массивными кольцами;

- подшипники качения роликовые игольчатые карданные;

-подшипники качения шариковые и шарико-роликовые радиальные двухрядные с двусторонним уплотнением и валиком вместо внутреннего кольца;

- подшипники качения роликовые со штампованными кольцами и без колец;

- подшипники шарнирные.

Фактические напряжения изгиба

Фактические напряжения изгибаВ указанных двух зависимостях опущены члены, учитывающие геометрию зуба, так как они мало влияют на расчет. Для расчета профиль зуба вычерчивают в масштабе и графически определяют толщину опасного сечения зуба у и расстояние по оси зуба от этого сечения до точки приложения изгибающей зуб силы. Фактические напряжения изгиба определяются с учетом концентрации напряжений.

При поломке зубьев изгибные напряжения, вычисленные по методу AVGRA, ниже предела усталости при изгибе, определенного на образцах. Автор объясняет это тем, что расчетные напряжения найдены без учета концентрации нагрузки по длине зуба, образующейся из-за деформаций изгиба и кручения тела шестерни.

Отклонения расчета от эксперимента тем больше, чем больше отношение длины шестерни к ее диаметру. Расчет производился в предположении приложения нагрузки к вершине зуба.

Как видно, напряжения, рассчитанные этим методом, несколько больше напряжений, рассчитанных по методу AVGRA.

Запас прочности по изгибу при расчете методом AVGRA принимается равным 3,5 по отношению к пределу усталости при изгибе, определенному на образцах.

Такой запас берется для косозубых колес при отношении длины шестерни к диаметру, равному 1, и для шевронных — 1,5. В практике проектирования зубчатых передач принято снижать допускаемые на зубья нагрузки с увеличением окружной скорости вращения зубчатых колес. Однако опыт эксплуатации судовых турбинных редукторов говорит обратное, а именно: чем больше скорость, тем большие нагрузки могут передать зубчатые колеса без разрушения.

При испытании четырех двухступенчатых редукторов в Национальной Котлотурбинной лаборатории США разрушились зубчатые колеса вторых ступеней в то время, как зубчатые колеса первых ступеней имели лишь незначительные повреждения, несмотря на то, что контактные напряжения в обоих случаях были одинаковыми, а число циклов нагружений зубьев в первом случае было намного меньшим, чем во втором.

Комментарии запрещены.