подшипника существенно изменяет первоначально установленную величину натяга (рис. 13.6, а). Поэтому окончательное регулирование шпиндельных подшипников целесообразно проводить при достижении в узле установившегося значения температуры. При переменном характере режима работы и высоких требованиях к точности обработки целесообразно применять искусственное охлаждение опор шпинделей. В последнее время применяют специальные конструкции шпиндельных подшипников с регулированием натяга или поддержанием его на заданном уровне. На рис. 13.7 изображен подшипник, в котором предусмотрено промежуточное кольцо 2, образующее вместе с наружным кольцом / подшипника небольшой гидроцилиндр. Поршень-кольцо 3, смещаясь под давлением масла, создает осевую силу предварительного натяга, воздействуя на торцы роликов 4. Давление масла автоматически изменяется при изменении температуры или нагрузки в узле, что обеспечивает независимость натяга подшипника от внешних воздействий.

§ 4. ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ ДЛЯ ШПИНДЕЛЕЙ

Опоры скольжения применяют в шпиндельных узлах тех станков, где подшипники качения не могут обеспечить требуемой точности и долговечности работы. В качестве таких опор используют в зависимости от свойств гидродинамические и гидростатические подшипники, а также подшипники с газовой смазкой.

Рис. 13.8. Гияродинамнческяе подшипники с одним (а) н несколькими (б) масляными клиньями

Гидродинамические подшипники применяют в станках с высокими постоянными или мало изменяющимися скоростями вращения шпинделей при незначительных нагрузках (станки шлифовальной группы).

В станкостроении используют многоклиновые гидродинамические подшипники (рис. 13.8, б), так как одноклиновые (рис. 13.8, а) не могут обеспечить требуемой жесткости и точности вращения. В многоклиновых подшипниках создается несколько клиновых зазоров, куда вращающимся валом увлекается масло, и результирующая гид-

родинамических сил позволяет воспринимать внешнюю нагрузку F, действующую в любом направлении. Клиновые зазоры создаются обычно с помощью башмаков, самоустанавливающихся в зависимости от нагрузки и положения шпинделя. Самоустановка башмаков осуществляется либо их поворотом на сферических опорах (под-

;; гт;уутШ наш

Рис. 13.9. Гидродинамические подшипники с самоустановкой башмаков:

а - поворотом на сферических опорах; б - поворотом относительно втулки

шипник ЛОН-34 конструкции ЭНИМС, рис. 13.9, а), либо поворотом относительно специально выполненной втулки (подшипник ЛОН-88 рис. 13.9, б).

Конструктивные параметры гидродинамических подшипников определяют исходя из диаметра D шейки шпинделя, выбранного конструктивно или по формуле (13.3) для обеспечения необходимой

жесткости. При этом длину L вкладыша в осевом направлении и длину его по дуге В, см, принимают из соотношений

В 0,5Z); L = 0,75/). (13.8)

Обычно диаметральный зазор, мкм,

А = 3D, (13.9)

где D - диаметр шейки шпинделя, см.

В качестве рабочей жидкости применяют минеральное масло марки Л (велосит) с коэффициентом динамической вязкости fi = = (45). 10-8 Па-с при 50 °С.

Расчет многоклинового гидродинамического подшипника сводится к следующему.

Определяют нагрузочную способность f подшипника. При этом приближенно нагрузка на один вкладыш

1 -I- е cos 6

(13.10)

где е = 2е/А - относительный эксцентриситет; е - эксцентриситет (смещение центра шпинделя под действием внешней нагрузки), мкм; е - координата точки опоры вкладыша относительно направления действия внешней нагрузки.

Нагрузка, действующая на каждый вкладыш, при е = О

/0 = 0,5--Си

1,25

(13.11) (13,12)

Нагрузочная способность подшипника

где k - число вкладышей.

Она равна нулю при отсутствии внешних сил, наибольшее ее значение (д)тах соответствует минимально допустимому зазору /imin в (юдшипнике; обычно /гщ == А/3, что позволяет получить [с учетом соотношений (13.8) и (13.9)1 для подшипника с тремя вкладышами следующую приближенную зависи.мость, Н:

(д)тах ~ 0,8fo = 0,036nD (13.13)

Жесткость гидродинамических подшипников определяется не столько жесткостью слоя смазки сколько жесткостью элементов и сопряжений конструкции /ц. Суммарная жесткость опоры, Н/мин,

При малых нагрузках, а следовательно, небольших относительных смещениях для подшипника с тремя вкладышами

/ ~0,09nD, (13.15)

и яри большой частоте вращения шпинделя она оказывается весьма высокой. Однако жесткость элементов конструкции при контакте сегментов с опорными поверхностями не превышает 250-300 Н/мкм, например, жесткость сферической пяты в подшипниках ЛОН-34 у = \25dl, где 4 - диаметр опорной полусферы, см; обычно dc = = l,5-f-2,5 см.

Существенным недостатком гидродинамических опор является изменение положения otn шпинделя прп изменении частоты его вращения.

iad/ie/iuij

Рис. 13.10. Гидростатические осевые

(а) и радиальные

(б) опоры

Гидростатические опоры обеспечивают высокую точность вращения, обладают высокой демпфирующей способностью, что значительно повышает виброустойчивость шпиндельного узла, имеют практически неограниченную долговечность, высокую нагрузочную способность при любой частоте вращения шпинделя. Гидростатические опоры могут быть использованы в качестве датчиков силы в системах адаптивного управления, в качестве приводов микроперемещений.

Принцип действия гидростатического подшипника основан на том, что при прокачивании масла под давлением от внешнего источника через зазоры (щели) между сопряженны.ми поверхностями в зазоре образуется несущий масляный слой, исключающий непосредственный контакт поверхностей даже при невращающемся шпинделе (рис. 13.10), В радиальных подшипниках равномерно по окружности делают полости-карманы, куда через дроссели подается под давлением масло от источника питания (насоса).При приложении внешней нагрузки вал занимает эксцентричное положение, зазоры h в под-

шипнике перераспределяются, что приводит к увеличению давления р масла в одних карманах и уменьшению в противоположных. Уравнивания давлений в карманах не происходит вследствие наличия дросселей на входе в каждый карман. Разность давлений создает результирующую силу F, воспринимающую внешнюю нагрузку. Отвод смазочного материала производится через торцы подшипника,

иногда и через дренажные канавки, выполненные на перемычках между карманами.

Конструктивные параметры радиальных гидростатических подшипников выбирают в зависимости от диаметра шейки шпинделя D, рассчитанного по формуле (13.3) для обеспечения требуемой жесткости шпиндельного узла или выбранного конструктивно с учетом диаметров стандартного переднего конца шпинделя. При этом обычно длина подшипника L = D, размеры перемычек, ограничивающих карманы /о = = = 0,1£>, диаметральный зазор А = (0,0008-0,001) D, мм.

Число карманов, как правило, принимают равным четырем. В качестве рабочих жидкостей применяют минеральные масла с вязкостью р. = (1-10)-10- Па с; для высокоскоростных шпинделей для уменьшения потерь на трение применяют масла с минимальной вязкостью, для повышения демпфирующей способности применяют Солее вязкие масла. Параметры капиллярных или щелевых дросселей, обеспечивающих ламинарное течение смазочного материала, при малых эксцентриситетах е рассчитывают таким образом, чтобы выполнялось условие р = 0,5ра, где /7 - давление в кармане; /7 -давление, создаваемое насосом. Параметры гидростатических подшипников могут быть оптимизированы исходя из получения максимальной жесткости или минимальных потерь на трение.

Применение гидростатических опор требует сложной системы питания и сбора масла, что является их недостатком.

Принципиальная схема питания гидростатических опор приведена на рис. 13.11. Когда требуется высокая точность станка, к системе питания подключают холодильную установку для стабилизации температуры. Для обеспечения нормальной работы гидростат

гидростати-

Рис. 13.11. Схема питания ческих опор шпинделя:

1 - насос питания; 2 - фильтр грубой очистки; 3 - фильтр тонкой очистки; 4 - обратный клапан; 5 - фильтр особо тонкой очистки: 6 - дроссели; 7 - манометр; Я - 111Дроакк>мулятор; 9 - реле давления; 10 - iiacoc откачки; 11 - теплообменник; 12 - перепускной клапан

тических опор требуется тщательная фильтрация масла. Максимальный размер частиц, попадающих в зазор, не должен превышать половины минимальной величины зазора (5-10 мкм).

Расчет гидростатических подшипников сводится к определению нагрузочной способности, жесткости масляного слоя, расхода смазочного материала и потерь на трение и прокачивание масла. Нагрузочная способность гидростатических подшипников, Н, зависит от радиального смещения шпинделя в опоре

0 - РиэфСр (ё, k),

(13.16)

где Ра - давление, создаваемое насосом, мПа; 5эф - эффективная площадь подшипника, учитывающая падение давления на перемычках, мм; Ср (е, k) - функция, зависящая от относительного смещения 8 шпинделя в опоре и геометрических параметров опоры.

Для легко- и средненагруженных гидростатических подшипников внешние нагрузки, а следовательно, и смещения невелики; тогда можно приближенно принять

Ср(8, k) = -s.

(13.17)

Для радиальных гидростатических подшипников приближенно

5оф = 0,5D следовательно, его нагрузочная способность

Fe = 0,75eDVH= 1,5DV .

(13.18)

Жесткость слоя смазки, Н/мм, гидростатического радиального подшипника при указанных выше малых смещениях

!м = 1.5

(13.19)

На рис. 13.14 приведена жесткость слоя смазки гидростатического подшипника. Расход смазочного материала, мм*/с, необходимого для обеспечения нормального режима работы подшипника.

О = 1Q8 яЛДЗрд

(13.20)

Потери на трение в гидростатических подшипниках складываются из потерь на трение в карманах и в зазорах (на перемычках), а также из потерь на обеспечение прокачивания смазочного материала через подшипник. Потери в карманах невелики, ими можно пренебречь, и общие потери, кВт,

P = P + Pq, (13.21)

где Р - потери на трение в рабочем зазоре; Pq - потери на прокачивание смазочного материала.