В сюжете «Монтаж шкивов, звёздочек и т. п. на консолях валов» было показано насколько важно при выборе редуктора учитывать место приложения радиальной нагрузки к его выходному валу.

Помимо этого, важно учитывать и другие факторы, которым в нашей учебной литературе и в каталогах производителей редукторов  уделяется недостаточно или вовсе не уделяется внимания. Вот пример рекомендаций по учету допускаемой радиальной нагрузки:

Рис. 1. Страница каталога НТЦ «Приводная техника»

Здесь предлагается учитывать только место приложения радиальной нагрузки и тип приводного элемента, установленного на валу.

Рис. 2. Страница каталога фирмы SEW-EURODRIVE

Здесь ясно сказано, что допускаемая радиальная нагрузка определяется долговечностью подшипников вала и зависит не только от места её приложения, но и от её угловой ориентации и от направления вращения вала.

Можно также понять, что каталожные значения допускаемой радиальной нагрузки соответствуют самым неблагоприятным условиям нагрузки.  Хотя следующая за этим утверждением фраза, ему противоречит.

Какие условия самые неблагоприятные или самые благоприятные здесь не сказано, а клиентам, желающим уточнить допускаемую нагрузку в сторону повышения, предложено обратиться в технический офис фирмы.

А куда обращаться покупателям редукторов российского производства? Похоже, что к нашим производителям  с этим обращаться бесполезно.

Но и такие именитые западные производители, как SEW-EURODRIVE, говорят не о всех факторах, влияющих на допускаемую радиальную нагрузку на выходных и входных валах редукторов. Ниже будет показано, что, кроме упомянутых выше, следует учитывать тип приводимого механизма.

Сразу оговоримся, что наиболее прост учёт допускаемой радиальной нагрузки при выборе планетарных и волновых редукторов, у которых отсутствует или пренебрежимо мала  радиальная нагрузка, приложенная к выходному или входному валу внутри редуктора. Дело в том, что радиальные силы на сателлитах или на роликах генератора волн уравновешивают друг друга. Поэтому нагрузка на подшипники вала здесь зависит только от внешней радиальной нагрузки, угловая ориентация которой безразлична. Для подавляющего большинства редукторов других типов следует учитывать внутреннюю радиальную нагрузку.

Для точного учета всех факторов нужно знать внутреннее устройство редуктора, такие размеры, как расчетный диаметр ведомого приводного элемента, установленного на валу (червячного колеса, цилиндрического или конического зубчатого колеса), расстояния между ним и подшипниками вала. Эти сведения затруднительно получить, особенно на этапе выбора ещё не купленного редуктора. Но всегда можно рассмотреть компоновку узла привода механизма, чтобы определить угловую ориентацию внешней применяемой передачи, обеспечивающую максимальную долговечность подшипников.

Покажем такую возможность на примере цепной передачи, ведущая звёздочка которой установлена на выходном валу редуктора с нормальной цилиндрической прямозубой передачей последней ступени.

Рис. 3. Упрощенный общий вид рассматриваемой передачи. Корпус редуктора, неподвижно закрепленный на раме, и вал ведущей шестерни  его последней ступени условно не показаны

Будем рассматривать различные варианты компоновки передачи при одинаковой нагрузке, выраженной в условных единицах. Такой нагрузкой будем считать крутящий момент М = 1500 у.е. Нужные для анализа размеры будем также выражать в условных единицах.

Рис. 4. Схема нагрузок

Здесь натянутая ветвь цепной передачи наклонена к вертикали под углом 20º. Это угол зацепления нормальной эвольвентной зубчатой передачи. Поэтому  сила натяжения цепи Fц и сила Fз, приложенная к зубчатому колесу со стороны шестерни, будучи приведены к оси вала, располагаются в одной плоскости.

ØДц – расчётный диаметр звездочки, равный 60 у.е. Тогда сила натяжения цепи Fц = 2М / ØДц = 2 · 1500 / 60 = 50 у.е.

ØДзк – расчётный диаметр зубчтого колеса, равный 120 у.е. Тогда окружная сила на зубчатом колесе Fоз  = 2М / ØДзк = 2 · 1500 / 120 = 25 у.е.

Результирующая сила, приложенная к зубчатому колесу со стороны зацепления с шестерней Fз = Fоз / Cos20º = 25 / Cos20º = 26,6 у.е.

Значения этих сил будем использовать для расчета реакций на опорах (подшипниках) вала по схеме на рис. 5.

Рис. 5. Схема к расчету опорных реакций, соответствующих монтажу цепной передачи по рис. 4

Суммарная реакция левого подшипника R1 = 75 – 13,3 = 61,7 у.е.

Суммарная реакция правого подшипника R2 = 25 + 13,3 = 38,73 у.е.

Таким же способом определим значения опорных реакций для других вариантов ориентации цепной передачи при прочих равных условиях.

Рис. 6. Схемы монтажа с различной ориентацией цепной передачи

Опорные реакции при монтаже по рис. 6а:

R1 = 65,4 у.е.   R2 = 36,2 у.е.

Опорные реакции при монтаже по рис. 6б:

R1 = 80,5 у.е.   R2 = 24 у.е.

Опорные реакции при монтаже по рис. 6в:

R1 = 88,3 у.е.   R2 = 11,7 у.е.

Очевидно, что наиболее благоприятной с точки зрения долговечности подшипников является компоновка по рис. 4, а самой неблагоприятной компоновка по рис. 6в.

Известно, что долговечность шариковых подшипников обратно пропорциональна кубу нагрузки.

Поэтому при компоновке по рис. 4. долговечность нагруженного подшипника в 1,19 раза выше, чем при компоновке по рис. 6а. Для компоновки по рис. 6б превышение составляет 2,22 раза, а для компоновки по рис. 6в почти три раза (2,93).

Результаты по всем четырём вариантам компоновки получены для неизменного направления вращения. Это соответствует таким видам приводимого механизма как ленточные или цепные транспортёры, различные измельчители и дробилки, смесители, мешалки и т. п.

Если привод реверсивный, то ситуация зависит от вида приводимого механизма и от вида применяемой передачи.

Для почти любого грузоподъёмного механизма изменение направления вращения привода ситуацию не меняет при любом виде применяемой передачи. Дело в том, что одно направление соответствует подъёму груза, а противоположное соответствует его опусканию. В первом случае привод работает в тяговом режиме, а во втором в тормозном. Например, если на рис. 4 показан привод кранового канатного барабана, работающего в режиме подъема груза, то для получения картины сил при опускании груза достаточно изменить только стрелку направления вращения. Всё остальное останется неизменным. Та же ветвь цепи останется натянутой, только теперь не звездочка тянет цепь, а цепь вращает звездочку и т. д. И это действительно для любых передач, например ременных, зубчатых, или зубчато-реечных. Некоторую особенность имеет винтовой подъемный механизм. Если его пара винт-гайка не самотормозящаяся, отличия нет. При самотормозящейся винтовой паре ситуация меняется, но нагрузка на привод при опускании  груза здесь гораздо меньше, чем при подъеме.

Для реверсивного привода механизмов горизонтального перемещения поведение привода зависит от типа применяемой передачи.

Если это зубчатая или зубчато-реечная передача, при изменении направления вращения силовая ситуация не меняется. Дело в том, что здесь одновременно меняется направление как внешней, так и внутренней радиальной нагрузки. При этом значения суммарных радиальных реакций подшипников не меняются (например при горизонтальном перемещении крана по рельсовому пути без уклона).

К сожалению, для передач гибкой связью (ременных или цепных) при реверсировании механизма перемещения ситуация  меняется очень сильно. Самая благоприятная компоновка для одного направления вращения становится самой неблагоприятной для противоположного направления.  Поэтому  в качестве допустимой радиальной нагрузки здесь следует принимать её эквивалентное значение, которое можно определить по известной методике, применяемой при расчёте долговечности подшипников.

Остаётся напомнить очевидную рекомендацию относительно расчётного диаметра приводного элемента. С точки зрения долговечности подшипников его следует по возможности увеличивать. Например, при схеме нагрузок по рис. 4 расчётный диаметр звёздочки в два раза меньше диаметра зубчатого колеса. Если эти диаметры сделать равными, то есть увеличить в два раза диаметр звёздочки, суммарные реакции подшипников существенно уменьшатся и примут следующие значения:

R1 = 24,2 у.е.    R2 = 25,8 у.е.

Таким образом реакция наиболее нагруженного подшипника уменьшилась почти в 2,4 раза, а долговечность увеличилась в 13,6 раз!

*    *    *

Интересны последние абзацы документов по рисункам 1 и 2. SEW-EURODRIVE допускает значение осевой нагрузки до 50% от допускаемой радиальной при её отсутствии. А российская фирма для всех случаев предписывает значение в 20%.

28.12.2022                                                                                                                                                     Д.Д.