Проников А.С. 1995 Т.2 Ч.1 (830965), страница 27
Текст из файла (страница 27)
3.27, в) потери, кВт, на вязкое трение с учетом потерь в карманах Р 1 08 10-1а 2 4 3 + 2 1 + 3 2 Для подшипников с несколькими карманами на опорной поверхности (см. рис. 3.27, е) потери на трение (О4. О4+О4 О4)+ 1 (,О4 ~") 4) Р = 1,08 10- — '"' й +0,032 10 2ол(Х) ~ — П22) (.Оз —.02)~и2 ~ррО~и+ +1,08.10-18 Р" (Вз' — Х)24) ~О На рис. 3.31 приведены результаты, расчета суммарных потерь на вязкое трение в упорном многокарманном гидростатическом подшипнике планшайбы тяжелого токарно-карусельного станка Размеры подшипника: В1=5340 мм, 02=5650 мм, Вз=5950 мм, 04=,6260 мм, й= 0,1~5 У Ф Х 8 А7 П,Хп,иии ' Рис.
3.31. Потери на вязкое трение в упорных гидроста-тических подшипниках токарно-карусельного станка с планшайбой диаметром 8750 мм 143 =0,19 мм, 1=5 мм, г=20, 0=0,2 рад, Оь=0,05 рад, О,=0,15 рад, р= =22 мПа с, о=860 кг/мз, р„=0,7 МПа. Потери в карманах при частоте вращения л=14 мин — ' составляют по отношению к потерям на перемычках 17%. Расчет общих энергетических потерь Р,=Р„+Р~ дает ~несколько заниженные (до 10%) результаты.
Это следует объяснить тем, что, во-первых, выражение Р, не полностью учитывает потери в гидравлических сопротивлениях всей системы (эти дополнительные потери в случае необходимости целесообразно учитывать соответствующим коэффициентом, не производя сложных вычислений); во-вторых, трудно определить фактическую вязкость смазочной жидкости в опоре, так как она меняется с изменением температуры.
Оптимизация параметров подшипников. Параметры гидростатических подшипников могут быть оптимизированы по каждому из частных критериев (массе, демпфированию, жесткости, тепловым потерям, быстродействию и др.), которые являются локальными критериями оптимизации системы шпиндель — опоры при минимизации смещений переднего конца шпинделя.
При оптимизации по какому-либо из этих критериев остальные переходят в разряд ограничений. Оптимизация по деипфированию. Реальное демпфирование в системе шпиндель — опоры имеет экстремальный характер (рис. 3.32,а) ф,И с/юю у,нм ЦОО2 0 6~02 фЖ О,об КО8 0~10 ЩЫ,ип ф~ 0 Ц02 0,04 0,08 008 6~10 0,1Ы,мм а) Рис. 3.32. Изменения коэффициента демпфирования $ (а) и амплитуды колебаний у переднего конца шпинделя ~б) в зависимости от зазора Л (диаметр задней опоры 0,92 Щ 125~ и обратно пропорционально 1(Л/2)'~ высоте радиального зазора.
Поэтому коэффициент демпфирования $ должен был бы неограниченно возрастать с уменьшением зазора в опоре. Однако, во-первых, в реальных условиях жесткость шпинделя, втулок и сопрягаемых с ними деталей, а также стыков между втулками и корпусом конечна. Во-вторых, с уменьшением зазора Л возрастает максимальное значение относительного смещения е в опоре, так как минимальное значение абсолютного смещения е ограничено самим принципом действия и возможностями гидростатичесыих опор. В-третьих, еще более сильное влияние на демпфирование в опоре с уменьшением зазора оказывает перекос шейки шпинделя во втулке; с ростом перекоса демпфирование снижается тем сильнее, чем меньше диаметр шпинделя.
Экстремальный характер реальной функции демпфирования в системе шпиндель — опоры может быть с достаточной точностью описан функцией (3.36) 1'=р=''2$Е/ ( 1+,Е) где $ — теоретическое значение коэффициента демпфирования гидро- статической опоры (см. табл. 3.13) '„Е=ехр110 7(В/Л) 21. Значения $р, рассчитанные по выражению (3.36) при трех различных диаметрах О, мм, передней опоры, приведены на рис. 3.32, а (см. сплоыные линии). Расхождение расчетных и экспериментальных (см.
точки) данных находится в пределах 10% и уменьшается с увеличением диаметра опоры. На рис. 3.32, б показана рассчитанная с помощью ЭВМ функция д=Ф(Л), где д — амплитуда колебаний переднего конца шпинделя. Она имеет четко выраженный экстремальный характер с минимумом д, соответствующим максимуму $р. обходимо, чтобы подшипник возможно быстрее реагировал на изменение нагрузки Р. В этом случае 1дР/дЛ! должно быть максимальным. Практический интерес для оптимизации гидростатических опор по быстродействию представляет нормированная степень устойчивости по, которая для любой устойчивости динамической системы находится в пределах от О до 1.
Оптимальные значения р„и р, а также гидравлическое сопротивление Ядр дросселя задержки для гидростатических опор с регуляторами расхода выбирают по максимуму нормированной степени устойчивости системы. 3.6. Гидродинамические опоры Конструкции. Гидродинамические подшипники целесообразно применять, когда требуется высокая и постоянная скорость резания. При этом положение оси вращающегося шпинделя достаточно стабильно, что, как правило, обеспечивает требуемую точность обработки изделий. Классические одноклиновые гидроди~намические подшипники, в которых подъемная сила при приложении нагрузки образуется в клиновом пространстве за счет эксцентричного расположения .вала в опоре, приме~няют в ШУ редко, так как их жесткость низка.
Вследствие этого в ШУ применяют многоклиновые подшипники различных конструкций:. с фасонной расточкой втулок (рис. 3.37,а), с упругодеформируемыми втулками (рис. 3.37, б), с несколькими самоустанавливающимися сегментами (рис. 3.37, в — д). Самоустанавливаемость вкладышей радиальных подшипников обеспечивается либо сферическим,концом установочного винта (рис. 3.37, в), либо мембранным Рис.
3.37. Шпиндельные гидродинамические подшипники (рис. 3.37,, г) или точечным (рис. 3.37, д) соединением сегмента со втулкой. Если сегменты подшипника имеют возможность самоустановки не только в направлении вращения, но и в плоскости оси шпинделя, то полностью удается избежать кромочных давлений, вызываемых несоосностью рабочих поверхностей шпинделями опорных сегментов. Упорные гидродинамические подшипники выполняют многоклиновыми (рис.
3.37, е). Несущие масляные клинья образуются на специальных скосах, выполненных на опорных поверхностях. Масло к скосам подводится по маслопроводящим канавкам. Опорная поверхность, подшипника иногда имеет возможность самоустанавливаться. Гидродинамические подшипники имеют ряд органических недостатков: нестабильность положения оси шпинделя с изменением частоты вращения вследствие изменения гидродинамической подъемной силы;.
ограниченная жесткость; необходимость подкачки масла в опору; изнаыиваемость в режимах, пуска и останова шпинделя; технологические сложности при изготовлении опор и установке шпинделя в опоры. Перечисленные недостатки в совокупности с меньшей точностью по сравнению с точностью гидростатических опор делают область их применения весьма ограниченной. Их применяют в основном в ШУ операционных шлифовальных станков (рис. 3.38).
Рис. 3.38. ШУ с гидродииамическими подшипниками Расчет характеристик. Параметры подшипника: диаметр П, длину вкладышей Е, длину В дуги охвата устанавливают в зависимости от назначения проектируемого узла. На практике для радиальных гидродинамических подшипников обычно принимают 1=О,750, В=0,50, однако проектировщик может изменять эти значения: Е.=(0,25... ... 1,0) й; В= (0,25... 0,75).0. Число вкладышей в радиальном подшипнике я=З...6. Чем больше я, тем выше жесткость опоры. Чаще всего в ШУ станков принимают я=З или 4.
Для упорных подыипников я=6... 18. и многоклиновые башмаки, спиральные канавки; для податливых втулок: лепестковые, ленточные, сегментные, керамические). Первые три признака формируют тип и геометрию проектируемого подшипника, три последние — конструкцию подшипника и метод расчета его параметров, не подлежащих унификации. Поэтому при проектировании ШУ с опорами на газовой смазке в каждом конкретном случае необходим расчет. Чаще других в ШУ применяют газостатические подшипники, которые при наличии системы принудительной подачи сжатого воздуха называются аэростатическими.
Конструкции наиболее часто используемых в ШУ аэростатических подшипников показаны на рис. 3.41. Схе- е) Рис~ 3.41. Газостатические подшипники Шу: а — цилиндрический; б — конический; в — сферический; г — полусферический двусторонний; д— комбинированный; е, ж — упорные (подпитники) мы конструкций газодинамических (аэродинамических) подшипников, относительно редко применяемых в ШУ, приведены в работах ~8, 9, 171. Радиальные подшипники Расчет характеристик. В радиальных подшипниках (рис.
3.42) отношение Х~=Е/В, где Х. — длина опоры;,Й вЂ” диаметр опоры. Для получения большей несущей способности и жесткости подшипникового узла отношение Хс следует выбирать достаточно большим. Несущая способность имеет максимум при Х~ — — 1...3 ~18~, увеличение К~~1,5 не приводит к заметному изменению несущей способности, тем более что подшипники с Х~ >1,5 очень трудно выполнить технологически с малыми погрешностями формы (овальностью, конусностью и др.). С увеличением Х~ динамическая составляющая несущей способности возрастает, нагрузочных характеристик, при увеличении 1,- шпиндель может попасть в область неустойчивости.
На основании экспериментальных исследований установлено, что можно принять соотношение д,=(10... ... 30)4. Меньшие значения относятся к большим диаметрам дросселей, большие — к меньшим. Статическая жесткость ~ и нагрузочная способность Р. В большинстве случаев подшипники проектируют с максимальной жесткостью воздушного слоя. При выбранных и рассчитанных параметрах (Ь, В, р„ Ра, ~, Ь, Ь, до опт, Ч, 68, Й, К~) максимальную жесткость в диапазоне относительных эксцентриситетов е =е/ЬО=О... 0,4, где е — абсолютный эксцентриситет, мм, определяют по формулам (3.42) или (3.44), для з- О. При е.
0,4 жесткость следует определять по расчетному графику Р=~(е), который строят после расчетов по формулам (3.41) или (3.43). Расчет статической жесткости и нагрузочкой способности аэростатических подшипников основан на определении давления р внутри зазора, связанного определенными соотношениями с давлением наддува р, и давлением р~ окружающей среды, перепад которых существенно влияет на значение жесткости (рис. 3.45). Давление р„в зазоре опре- д,Ю У 61 д2 ЮЯ ОФ 05 дЮ ОУ О8 О9ра Рис. 3.45. Выбор оптимального значения Ртопт В заВисимости от,Ра деляют исходя из равенства потоков газа, проходящего через дроссель и зазор, при решении основного уравнения Рейнольдса с учетом упрощающих допущений ~14~.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
