Проников А.С. 1995 Т.2 Ч.1 (830965), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Карманы упорного подшипника могут быть выполнены в виде одного (рис. 3,27, к) или двух (рис. 3.27,л) поясков. Комбинированные подшипники без дренажа между упорной и радиальной частью и общим питанием отличаются меньшим расходом смазочной жидко- сти. Радиальная часть комбинированного подшипника может быть выполнена с внутренним дросселированием.
Конические подшипники выполняют как односторонними (рис. 3.27,,м), так и двусторонними. Конусность подщипников может быть различной в зависимости от их назначения и соотношения действующих радиальной и осевой нагрузок. Технология их изготовления сложнее, чем комбинированных. Помимо описанных существуют еще некоторые разновидности конструкций гидростатических подшипников.
Однако они либо имеют несущественные отличия от описанных, либо их применяют в ШУ крайне редко. Конструкция шпинделя с гидростатическими опорами прецизионного токарно-винторезного станка показана на рис. 3.28. Подача масла 878 Рис. 3.28. ШУ с гидростатическими подшипниками Расчет характеристик. Значения диаметров й;, длины Е, ширины перемычки 10, ограничивающей карманы в осевом направлении, и ширины перемычки 1, между карманами подшипника устанавливают в зависимости от назначения проектируемого узла. На практике для радиальных гидростатических подшипников Ь= (0,8... 1,4) й; 1о= (0,04 ..
... 0,15) О; 1,= (0,08... 0,20) О, однако проектировщик может изменить пределы значений указанных величин. Эффективная площадь, мм', подшипника, в первую очередь определяющая его нагрузочную способность, в общем виде А,ф = — рдА, 1 Рк где р — давление в карманах опоры, МПа; р — текущее значение давления на поверхности опоры, МПа; А — площадь опоры, воспринимающая внешнюю нагрузку. Рабочие формулы для определения значений А.ф приведены в табл. 3.12. При распространенных соотношениях Е ж В, 10 0,08 В, 1,~0,15 .О удобно использовать выражение А,ф=0,6 О'. Число карманов л в радиальном подшипнике принимают равным или более четырех.
Чем больше я, тем выше жесткость. По технологическим соображениям в ШУ легких и средних станков принимают я=4. В тяжелых станках я - 6. Упорные подшипники с несколькими карманами применяют при больших габаритных размерах узла и принимают я=8... 24 в соответствии с рекомендациями, приведенными в работе ~4$. Первоначальное значение рабочего зазора Ьо (или Ьо), мм, для 3.13. Формулы для расчета коэффициента демпфирования в гидростатических подшипниках Коэффициент демпфирования $, Н. сумм См. рисунок 1~Дз 12 10-' —, ~10„(соз «р+ з1п «р) + 1,331,] ,Оз 12.10-' —, [1,3318к (соз «р+ з1п «р)+ 1,2~,~ р„0' 12 10 —,, 1(1+ 1,) Ок (соз «р+ з1п «р) + 1 + Г„+ 0,671з~ 3.2?, а 3.27, б 3.27, в 0,3.10-зр 10з~ — Х)Д 3.27, г 0 3.10-'— Р з дз 3.27, д $ юО„ '+ ' '+ 2А 03-10 е— 3.27, е ("О4 Оз + ~з ~.~з ) 1п~В В,ЯОзО,)~ П р и м е ч а н и е.
При расчете значения величии, входящих в формулы, должны иметь следующие единицы измерения: 1)«, Л, й, 4.— в мм, и.— в МПа*с, О, «р — в рад, Рд — в Н, о — в мм/'с. Интегрирование выражения (3.25) с соответствующей подстановкой граничных условий 1121 дает возможность получить рабочие формулы для вычисления коэффициентов демпфирования в наиболее распространенных конструкциях гидростатических подпятников (см.
рис. 3.27) . Гидродинамическая сила появляется на ограничивающих карманы перемычках при вращении шпинделя, (3.26) и может в несколько раз превышать статическую подъемную силу, а в радиальных подшипниках при определенных условиях и силу демпфирования. Она существенно влияет на точность и виброустойчивость ШУ. Функция С,(е, Й2) в выражении (3.26) зависит от относительного эксцентриситета и геометрических параметров Й2 опоры.
Значение функции С„принимают по номограммам, приведенным в [7~. При е-60,35 и 1= (0,8... 1,2)В С =0,2... 0,4. Вихревое (планетарное) движение, когда ось вращающегося 1 шпинделя движется вокруг оси втулки с угловой скоростью Й= — а, специфично для гидростатических подшипников. Оно вызывается вращающими силами и силами инерции и следствием является перекачивание смазочной жидкости из кармана в карман. Вихревое движение может быть синхронным или дробно-скоростным (коэффициент кратности вихря ~91 1=1, 2, ...). Наиболее. типичен полускоростной вихрь, когда 1=2. Среднее значение восстанавливающей силы, стремящейся вернуть ось в центральное положение, Р,=т(а/Й)'С,(е, Йз), опоре: (3.27) 3 Я, 2 В(~+~о);Г Р~ и ( ~~ ~ Р+ ~~) ~~ 2Л у ~Л/2)' у (3.29) где Р=Р„+~Є— комплексная нагрузка на шпиндель.
"Х Запись в комплексной форме существенно упрощает решение уравнений движения шпинделя и их анализ. Возврат к исходным переменным производится по формулам: х=йее, у=1те, е=1/'х~+У' = ~е1 Наиболее распространен случай, когда шпиндель подвергается воздействию гармонической постоянной по направлению нагрузки Р~„—— Р ~соя в,т, Р~ =О, уравнение (3.29) принимает вид ~те+те+$е+ (~ — Ц,) е = = (Рг /2) Л(1+ 4ан) ехр (~а,т) + +(1 — Ца ) ехр( — йо,т)1. (3.30) Для получения круговой траектории движения оси шпинделя во втулке уравнение (3.30) необходимо проинтегрировать во времени. Коэффициенты при х и у в выражении (3.27) являются жесткостью, а коэффициенты при х и у — коэффициентами демпфирования.
Иногда необходимо учитывать сжимаемость смазочной жидкости, обусловленную резким возрастанием коэффициента сжимаемости при увеличении процента содержания нерастворенного воздуха, что особенно сильно проявляется при малых давлениях (р ~0,5 МПа). Самым сильным источником аэрации являются воздушные уплотнения, применяемые в ШУ. Учет сжимаемости приводит к появлению дополнительного члена в уравнениях баланса расхода, отражающего изменение объема смазочной жидкости с изменением давления. Система уравнений (3.27) трансформируется к уравнениям, описывающим движение шпинделя в опоре под действием внешней нагрузки Р„: 11В,.
+ж .. +~ . +,/ +/, у У У У Х ~~х ~х~ = г +~ а.- '~а. (3.28) Р где ~ — жесткость при отсутствии вращения шпинделя; ~,— составляющая жесткости, обусловленная его вращением; ~ — приведенный коэффициент сжимаемости, пропорциональный коэффициенту сжимаемости а. Система уравнений (3.28) обладает симметрией, достаточной для того, чтобы свести ее к одному уравнению для комплексного эксцентриситета е=х+гд. Для этого второе уравнение'системы умножают на мнимую единицу ~ и суммируют с первым уравнением: ~те+те+$е+ Ц вЂ” ц,) е = Р+ ~ЙР/Й.с, Для упорных подшипников (подпятников) и круговых направляющих потери на вязкое трение гв 2дрог2 Р '~и трО' о где го — внешний радиус подпятника; г — текущий радиус подпятника.
Для конических подшипников (см. рис. 3.27, и) момент трения Потери на вязкое трение складываются из потерь в карманах опор и на перемычках, ограничивающих эти карманы. Если глубина карманов на порядок превышает рабочий зазор и показатель Х)п~ <2.105 мм.мин — ', то величиной потерь в,карманах можно пренебречь. Оценка потерь на вязкое трение в большинстве случаев сводится . к определению их на перемычках, ограничивающих карманы. Из выражений (3.32) — (3.34) выведены рабочие зависимости для потерь Р„(табл. 3.14). Затраты мощности на прокачивание рабочей жидкости через опору Р~=Яр . Рабочие зависимости для прогнозирования значений Р~ приведены также в табл. 3.14.
При дроссельной системе питания фактическую производительность насоса назначают на 20 — 30% больше расчетной. Приведенные зависимости выведены для опор с дроссельной системой питания, наиболее часто применяемой в ШУ. Однако из выражений (3.32) — (3.34) легко могут быть получены зависимости для прогнозирования потерь в опорах с системой питания насос — карман и с регуляторами расхода. При этом следует учитывать рекомендации, приведенные в работе ~4Х, а для расчета величин Р„и Р~ надо использовать формулы, указанные в табл.
3.14. Функции суммарных потерь энергии Р,,=Р„+Р~ для всех типов гидростатических опор и направляющих имеют экстремальный характер в зависимости от рабочего зазора и вязкости смазочной жидкости. Следовательно, выбор оптимальных значений рабочего зазора и вязкости может быть осушествлен по условию минимизации потерь на трение. Модели для энергетических потерь в высокоскоростньт гидро- статических опорах.
Совершенствование конструкций гидростатических опор позволило применить их в качестве подшипников высокоскоростных ШУ, предназначенных, например, для скоростного силового шлифования со скоростью резания 100 м/с и выше. Окружная скорость шпинделя в гидростатических подшипниках при этом достигает 50 м/с, и соответственно показатель Оп=10' мм мин — '. При проектировании гидростатических опор с такими скоростями скольжения особое внимание следует уделять прогнозированию потерь на трение, так как они ограничивают область применения опор. Начиная с Оп..'>2. ° 10' мм.мин — ' необходимо учитывать потери в карманах, вызывающие существенное увеличение мощности холостого хода, или же учитывать такое уменьшение зазоров в уйорных подшипниках, которое не обеспечивает их работоспособность и даже вызывает заклинивание шпинделя.
Для получения выражений, учитывающих потери на вязкое трение в карманах гидростатических опор, суммируют силы вязкого со- Х40 3.14. Формулы расчета энергетических потерь в гидростатических подшипниках Потери Р Р~+Рр, кВт См. рисунок дз Р =О 055 10 — 1зрВз — ( ~ — 2~О); ~Д ° Д рн Д л~' Р =0 1 ° 10' а 1 3.27, а дз Р 0 22.10 — 1з~зВз (зО +У О).
риздз (11о+ 0,25В'ООк) Р~ — — 0,82 10' ~Л к о 3.27, б д2 Р„=О,О55 1О- рВз — ~~(Ь вЂ” гз) 2О(Ю+ Ю,)1- р 'Д' 2 1 Р =0,16 10з —  — +— И зз зо ~ХП~ Р =1,08 10-" — „ Вз4 — Вз4). г зри а Р,Р—— 051 10' „„,(В~В) Р„=1,08 10-' — (В; — В, +В; — В, ); ~ЛЛ 3.27, д Х 1 1п (В4/Вз) 1п (Вз/Вз) р зззз Р =051 10'— э ~ХП Р =1 08 10-"— Ь (В,,4 — В,4+ Вз4 — В 4)+ + 1 — (Вз — Вз ) 3.27, е р за ~- ~л 1п (В4/ В з) 1п (Взl Вз) соз' а П~ Р =О 034.10-'р— ~Я, Ф Д 3.27, м ри'Д' л Р =0,05 10' — — (В +В ) Р ~о противления, действующие на элементарные площадки кармана при общепринятом допущении о постоянстве вязкости смазочной жидкости во всем рассчитываемом объеме жидкости (и в зазоре, и в кармане).
Такая элементарная площадка имеет ширину 1 (равна ширине кармана), а длину дх. Сила вязкого сопротивления ИР =р — Их, ~И 141 Примечание. При расчете значения величин, входящих в формулы, должны иметь следующие единицы измерения: и,— в МПа.с; р — в МПа; и — в мин ', О, ΄— в рад; линейные — в мм. Рассуждения, аналогичные приведенным выше, приводят при получении расчетных зависимостей для определения энергетических потерь в упорных подшипниках. Для подшипников с одним кольцевым карманом (см. рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
