7. Шпиндельные узлы с опорами скольжения

7.1. Шпиндельные узлы с гидростатическими опорами

Принцип работы гидростатических подшипников. Гидростатический под­шипник является опорой жидкостного трения, в которой давление в слое смазочного материала, разделяющем вал и втулку, создается за счет внешне­го источника и не зависит от скорости вращения вала. Радиальная нагрузка на шпиндель воспринимается радиальным, а осевая — упорным гидростатически­ми подшипниками.

Во втулке радиального подшипника изготавливают карманы 2 (рис. 7.1, а), в которые масло от насоса подводится через радиальные отверстия. Далее оно вытекает через перемычки 1 и по шейке вала. В карманах и в области перемычек возникают симметричные поля давлений, удерживающие ненагруженный шпиндель в среднем положении с зазором 6 между ними и втулкой (на рис. 7Л, б поля давлений при отсутствии нагрузки на шпиндель показаны сплошными линиями). Бели на шпиндель действует внешняя сила, например направленная вертикально сила резания Р, ось шпинделя смещается на величи­ну эксцентриситета е. Таким образом у верхнего кармана зазор увеличивает­ся, а давление снижается, у нижнего наоборот — зазор уменьшается, а давле­ние возрастает (новая эпюра давлений на рис. 7.1, б показана штриховыми линиями). В результате силы давления масла и внешняя нагрузка приходят в состояние равновесия. Для этого необходимы два условия: давление в карма­нах становится неодинаковым, расход масла через различные карманы остает­ся приближенно постоянным. Первое условие выполняется благодаря разделе­нию поверхности скольжения втулки на карманы с перемычками, второе обеспечивается дросселями на входе в карманы, пропускающими в них постоянный объем масла независимо от нагрузки.

Гидростатический подшипник с радиальными отверстиями для слива (рис. 7.1, в) требует увеличенного расхода масла, но обеспечивает лучший отвод теплоты от опоры при большой скорости вращения шпинделя. Гидростатичес­кий упорный подшипник (рис. 7.1, г) служит для восприятия осевых нагру­зок. Масло через дроссели подводится к кольцевым канавкам на опорных по­верхностях. На них могут быть выполнены и несколько независимых карма­нов.

Конструкцию и эксплуатационные свойства подшипника в значительной степени определяет применяемый дроссель. Благодаря ему обеспечиваются стабильное положение оси шпинделя, хорошее демпфирование, независимость нагрузочной способности и жесткости опоры от вязкости масла, изменяющей­ся при его нагревании. Применяют дроссели и регуляторы расхода. Капилляр­ный дроссель представляет собой набор шайб, на торцах которых изготовлены каналы для масла. Поворотом шайбы 1 (рис. 7.2, а) изменяют рабочую длину канала 2 и давление р_к масла в кармане. Винтовой капиллярный дроссель

(рис. 7.2, 6) регулируют, изменяя длину L рабочей части винта. В щелевом дросселе (рис. 7.2, в) регулируют ширину щели h. С целью повышения жест­кости гидростатических опор, что особенно необходимо в прецизионных стан­ках, вместо постоянных дросселей применяют регуляторы расхода. При этом подача масла в карман изменяется пропорционально давлению в нем, зазор в подшипнике изменяется мало. В мембранном регуляторе расхода (рис. 7.2, г) зазор h между мембраной и дросселирующей поверхностью увели­чивается с ростом давления р_к, подача масла в карман регулируется автома­тически. При правильном выборе параметров такие регуляторы расхода имеют хорошие динамические качества. Однако при­меняются они преимущественно в тяжело на­груженных и относительно тихоходных шпиндельных узлах. Автоматическое регули­рование подачи обеспечивает и щелевой ре­гулятор расхода (рис. 7.2, д). На гидростатических подшипниках уста­навливают шпиндели шлифовальных, расточ­ных и высокоточных токарно-винторезных станков, а также шпиндели бабок агрегатных станков. Применение таких опор наиболее це­лесообразно в тяжелых станках.

Гидростатические опоры обладают высо­кой жесткостью. Благодаря слою смазочного материала погрешности изготовления вала и отверстия меньше влияют на точность враще­ния шпинделя. Демпфирование в слое сма­зочного материала способствует снижению вибраций шпинделя. Однако, применяя гид­ростатические подшипники, приходится ис­пользовать сложные системы питания их маслом. При этом требуются особые условия эксплуатации.

Масло для гидростатических подшипников. Масло для системы выбирают по вязкости, от которой зависят потери на трение в подшипнике и трубах. Для шпиндельных узлов легких и средних прецизионных станков при частоте вра­щения менее 3000 об/мин берут масло Т (вазелиновое) с вязкостью (5,1... 7) 10 ^-6 м²/с при 50 °С; при п > 3000 об/мин - масло Л (велосит) с вяз­костью (4,0...5,1)•10~⁶ м²/с, для тяжелонагруженных шпинделей — инду­стриальное 45. Масло с давлением поступает на входы дроссе­лей. Максимальная жесткость масляных слоев достигается, если давление в не­сущих карманах

Примеры шпиндельных узлов с гидростатическими опорами. На рис. 7.3 показан шпиндельный узел шлифовального станка. Шпиндель 4 установлен на гидростатических подшипниках 5 и 8, имеющих по четыре кармана. В карман Н задней опоры масло поступает по каналу Б, кольцевой канавке В, каналу К, винтовой канавке дросселя 9, каналам Л и М. По шейке шпинделя масло из карманов сливается в отверстия Д и И,а затем в корпус шпиндельной бабки. Осевая нагрузка обоих направлений воспринимается гидростатическими упор­ными подшипниками. В кольцевую канавку Е подшипника задней опоры мас­ло поступает по каналу А. Аналогичным образом оно подводится в полость Ж упорного подшипника передней опоры. Осевое положение шпинделя устанав­ливается с помощью винта 1 ирычага2. Замыкание между гильзой 3 и рыча­гом 2 создается подпружиненными штырями 7. Зазор в упорных подшипни­ках регулируется путем подшлифовки компенсационного кольца 6. Герметичность задней опоры обеспечивается лабиринтным уплотнением Г. Такая же конструкция уплотнения передней опоры.

На рис. 7.4 представлена передняя опора шлифовального шпинделя с ком­бинированным гидростатическим подшипником. В его состав входят радиаль­ный 3 и упорный 2 подшипники двустороннего действия, масло в которые подводится через многодисковые дроссели 1, встроенные в кольца подшипни­ков.

Конструктивные параметры гидростатических радиальных подшипников. С целью предотвращения порчи поверхностей при поворачивании шпинделя без включения гидросистемы втулки гидростатических подшипников выпол­няют биметаллическими или из антифрикционных материалов. Параметры шероховатости рабочих поверхностей, непосредственно влияющие на радиаль­ный зазор, принимают Ra = 0,63...0,4 мкм, а для прецизионных станков -Ra - 016...01 мкм.

Диаметр D шейки шпинделя (рис. 7.5) выбирают исходя из требуемой его жесткости. Длину подшипника L берут равной (1,0-1,2) D как обеспе­чивающую максимальную жесткость при данном D. Ширину перемычки /j в осевом и тангенциальном направлениях принимают равной 0,ID, что обеспечивает удовлетворительную несущую способность при минимальных утечках. Диаметральный зазор в подшипнике А, оказывающий влияние на его жест­кость, перенос на обрабатываемую деталь погрешностей формы шеек шпин­деля, расход смазочного материала, берут равным (0,0006-0,00065)D. Угол φ _к, ограничивающий карман, в подшипнике с четырьмя карманами прини­мают равным 72°.

Обычно делают четыре кармана, так как их симметричное расположение снижает отрицательное влияние овальности шеек шпинделя на точность обра­ботанной детали. Глубину карманов h принимают более 50Д, что препятст­вует появлению в них гидродинамических эффектов.

Расчет гидростатических радиальных подшипников. Цель расчета подшипни­ка заключается в определении его размеров в зависимости от заданной нагру­зочной способности и жесткости опоры. Кроме того, определяют требуемую подачу масла и мощность для его прокачивания, а также параметры дросселей.

Ниже изложена методика расчета гидростатических радиальных подшип­ников с четырьмя симметрично расположенными радиальными карманами, работающих со скоростями скольжения до 25 м/с при относительных эксцен­триситетах

Расчет выполняется при следующих допущениях: подшипник считается абсолютно жестким, а масло несжимаемым; оси вала и втулки всегда ос­таются параллельными; давление масла в кармане р_к вдвое меньше давления р_н на входе дросселей; гидродинамические эффекты в подшипнике отсутствуют.

Исходные данные: принятые конструктивные параметры подшипника, расчетный эксцентриситет е, рабочая температура опоры, наибольшее радиаль­ное усилие, необходимая радиальная жесткость подшипника, марка используе­мого масла. Вычисляют эффективную площадь кармана (мм²)

коэффициент

относительный эксцентриситет

Жесткость подшипника (Н/мм) при центральном положении шпинделя

при смещении шпинделя из центрального положения под действием внешней силы

Значения

Нагрузочная способность (Н) подшипника

Подача (см³ /мин) масла в подшипник, необходимая для его работы,

где длина дуги, ограничивающей карман, град; динамическая вязкость масла, Па-с;

Мощность (кВт), требуемая для прокачивания масла через подшипник,

Длина канала дросселя (мм) / и его эквивалентной диаметр d, обеспе­чивающие его наибольшую жесткость, определяются по зависимостям

где S_Д —площадь поперечного сечения канала дросселя, мм²; и — периметр его поперечного сечения, мм.

Потери мощности (кВт) на трение в подшипнике складываются из потерь мощности в карманах Р_К , на перемычках между карманами Р_п, на перемыч­ках, ограничивающих карманы в осевом направлении, Р₀ . При этом

(где Dj - диаметр внутренней стенки кармана, мм);

Общие потери мощности на прокачивание масла через подшипник и поте­ри на трение в нем

Потери мощности (кВт) на трение в скоростном гидростатическом подшипнике могут быть значительными — 2 кВт и более. Ниже приведена последователь­ность их расчета [ 36].

Находят окружную скорость (м/с)

где D - диаметр подшипника, мм; n — частота вращения, об/мин.

Определяют число Рейнольдса

где р –плотность масла, кг/м³;

расчетная глубина кармана, мм;

динамическая вязкость масла, Па-с.

При постоянной глубине кармана h_K расчетная глубина . В случае серповидного кармана где максимальная глубина кармана, мм.

Если Re < 1000, течение масла в карманах можно считать ламинарным, а потери мощности (кВт) определять по зависимости

где S _П—площадь перемычек, м²; h — радиальный зазор, мм.

Если Re > 1000, течение масла в кармане можно считать турбулентным. Тогда определяют коэффициент трения

а затем потери мощности на трение

где S_к — площадь карманов подшипников,м².

Температура подшипника (° С)

где с — темплоемкость масла, кДж/ (кг.град).

Расчет гидростатических упорных подшипников. Эффективная площадь карманов (см. рис. 7.1)

где D ,D₂,D₃,D₄ - диаметры перемычек, м.

Относительное смещение шпинделя из нейтрального положения

где е₁ — абсолютное смещение шпинделя из нейтрального положения под действием внешней нагрузки; h₀ — начальный зазор в подшипнике.

Нагрузочная способность (Н) подшипника

где р_н — давление масла на входе дросселей.

Жесткость подшипника при среднем положении вала относительно опор­ных поверхностей

при смещениишпинделя под действием внешних сил