Author: Бушуев В.В.
Tags: формообразование со снятием стружки молоты и прессы разделительные операции без образования стружки, дробление и измельчение, обработка листового материала, изготовление резьбы отдельные машиностроительные и металлообрабатывающие процессы и производства машиностроение станки гидромеханика
ISBN: 5-217-00444-4
Year: 1989
Text
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Артюхов Е. С., Чернявский Б. М. Технология производства червячно-
реечных передач с гидростатической смазкой//Станки и инструмент. 1983.
№ 11. С. 16—18.
V2. Болотников М. А., Прокопенко В. А., Файнгауз В. М. Сравнительные
испытания высокоскоростных шпиндельных узлов//Станки и инструмент. 1983.
№ 2. С. 10—12.
-УЗ. Герасимов А. Д. Конструирование гидростатических подшипников со-
временных шпиндельных узлов//Станки и инструмент. 1984. № 8. С. 15—16.
4. Детали и механизмы металлорежущих станков /Под ред. Д. Н. Реше-
това. М.: Машиностроение, 1972. Т. 1, —664 с.; т. 2 — 520 с.
-W5. Ингерт Г. X. Переходные процессы в гидростатических опорах//Станки
И инструмент. 1986. № 5. С. 24—25.
6. Ингерт Г. X., Глебкин В. П., Айзеншток Г. Н. Потери мощности в вы-
сокоскоростных гидростатических подшипниках //Станки и инструмент. 1987.
№ 4 С. 20—22.
V7. Ингерт Г. X., Лурье Б. Г. Динамические характеристики гидростатиче-
ских опор//Стаики и ииструмеит. 1972. № 9. С. 5—7.
V8- Ингерт Г. X., Лурье Б. Г. Силы демпфирования в гидростатических опо-
рах//Станки и инструмент. 1971. № 7. С. 13—15.
9. Проектирование гидростатических подшипников/Под ред. Г. Риппела.
М.: Машиностроение, 1967. 136 с.
10. Чурин И. Н„ Герасимов А. Д. Гидростатическая передача червяк-рей-
ка//Стаики и инструмент. 1976. № 9. С. 10—15.
у 11. Шатохин С. М. Расчет и оптимизация нагрузочных характеристик
шпиндельных узлов с гидростатическими подшипииками//Стаики и инструмент.
1987. № 3. С. 13—14.
12. Шиманович М. А., Кудряшов Л. В. Система программ для расчета
нагрузочных характеристик шпинделя, устаиовлениого в гидростатических
опорах//Станки и инструмент. 1985. № 3. С. 9—12.
13. Bressel Н. I. Hydrostatische Fiihrungen ап Grofiteilbearbeitungsmaschi-
пеп — Maschinenbautechnik, Berlin — 32,— 1983 —s. 548—553.
14. Week M. Reibverhalten und Verlustleistung schnellaufender hydrosta-
tischer Lager.—iln; Laboratorium ftir Werkzeugmaschinen und Betriebslehre:
Lehrstuhl fur Werkzeugmaschinen. Aachen. Technische Hochschule Aachen. 1980.
s. 1—42.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение............................................................ 5
Эксплуатационные характеристики гидростатических опор............... 7
Принцип работы и классификация.................................. 7
Несущая способность и жесткость масляного слоя при симметрич-
ной нагрузке................................................... 15
11есущая способность масляного слоя при перекосе опор .... 22
Энергетические параметры опор и систем питания................. 32
Точность подшипников и направляющих............................ 35
Динамические характеристики опор и виброустойчивость станков . 42
Системы питания опор............................................... 53
Общие требования............................................... 53
Система питания типа насос-кармаи.............................. 54
Дроссельная система питания.................................... 55
Повышение несущей способности разомкнутых опор с системами
питания насос-кармаи и дроссельной............................. 64
Регуляторы для разомкнутых опор................................ 71
Регуляторы для замкнутых опор.................................. 83
Работа регуляторов в статически неопределимых (миогоопориых)
системах....................................................... 90
Адаптивные системы питания (АСП)............................... 95
Особенности гидростатических опор тяжелых станков................. 104
Жесткость базовых деталей..................................... 104
Тепловые деформации .......................................... 122
Конструктивные особенности станков с гидростатическим смазыванием 132
Общие требования к опорам..................................... 132
Шпиндельные узлы.............................................. 145
Круговые направляющие планшайб и столов....................... 154
Направляющие поступательного перемещения...................... 160
Передачи со сложной геометрией профилей....................... 165
Дополнительные конструктивные возможности для станков, обес-
печиваемые гидростатическими опорами.......................... 169
Список литературы..................’.............................. 174
ВВ.Бушуев
Гидро-
статическая
смазка
встанках
2-е издание,
переработанное и дополненное
Москва
«Машиностроение»
1989
ББК 34.63-5-08
Б94
УДК 621.9.02-721
Рецензент д-р техн, наук проф. В. А. Лещенко
Бушуев В. В.
Б94 Гидростатическая смазка в станках.— 2-е изд., перераб.
и доп.—М.: Машиностроение, 1989.— 176 с.: ил.
ISBN 5-217-00444-4
Во втором издании (be изд. 1979 г.) изложены расчет, конструиро-
вание, изготовление и эксплуатация станков с гидростатической смаз-
кой. Рассмотрены особенности использования гидростатических опор в
условиях больших деформаций деталей. Описаны системы питания, экс-
плуатационные характеристики, конструктивные особенности направ-
ляющих поступательного перемещения, круговых и радиальных опор.
Приведены системы диагностирования и контроля, способы повышения
надежности опор.
Во втором издании рассмотрены новые системы повышенного тех-
нического уровня и показаны пути существенного повышения несущей
способности опор.
Для инженерно-технических работников машиностроительных заво-
дов.
2705020000—186
038(01)—89
186—89
ББК 34.63-5-08
ISBN 5-217-00444-4 © Издательство «Машиностроение», 1979
© Издательство «Машиностроение», 1989,
с изменениями
Принятые обозначения:
Bi —'Ширина направляющих, м (мм);
С, Сб.ц — жесткость масляного слоя и базовых деталей,
Н/мкм (Н/м);
Cs, Cs — коэффициент несущей поверхности основной и
дополнительной направляющей;
•Опл — диаметр планшайбы, м (мм);
Е, Еы — модуль упругости материала опор и масла, Па
(МПа);
F, FiP, Fa — сила, сила трения, демпфирования, Н (кН);
Япл — высота планшайбы, м (мм);
L — полная длина одной опоры, м (мм);
М, Мп, Мал — момент силы, Н-м;
Р — мощность, Вт;
Pq, Pv — мощность, расходуемая на прокачку масла и на
перемещение подвижных частей опор, Вт;
Q, Q' — расход смазочного материала через основную и
дополнительную опору, м3/с;
R, Ri, Кд, КР — сопротивление, сопротивление кармана, дросселя
и регулятора, Па-с/м3;
S, S' — площадь кармана основной и дополнительной
опоры, м2;
В9ф, 39ф' — эффективная площадь кармана основной и до-
полнительной опоры;
Т — период времени процесса, ч (с);
bi — ширина кармана, м (мм);
Ь, &2 — ширина перемычек в опоре, м (мм);
h, h' — рабочая толщина масляной пленки в основной и
дополнительной опоре, м (мкм);
ha — половина ширины зазора в замкнутой опоре, м
(мкм);
йд, hp — толщина масляной пленки в дросселе и регуля-
торе, м (мкм);
10 — длина кармана, м (мм);
п — частота вращения, с-1;
Pi, pi' — давление масла в карманах основной и дополни-
тельной направляющей, Па (МПа);
3
рн — давление масла в магистрали нагнетания, Па
(МПа);
Г1...Г4 — радиусы опор, м (мм);
г — текущее значение радиуса опоры, м (мм);
t — температура, °C;
Д/ — избыточная температура, °C;
v — линейная скорость, м/с (мм/с);
а — угол наклона опоры, рад;
у — угол (удельный вес), рад (Н/м3);
Р — угол, рад;
е — относительный эксцентриситет положения дета-
лей;
т) —динамическая вязкость масла, Па-с;
р — плотность смазочного материала, кг/м3;
фк — угол, ограничивающий рабочую длину кармана,
рад.
ВВЕДЕНИЕ
В металлорежущих станках и в первую очередь в тяжелых
широко применяют гидростатическое смазывание опор и направ-
ляющих, повышающее эксплуатационные показатели станков.
В ряде случаев только конструкция станка с гидростатическим
смазыванием обеспечивает требуемые рабочие параметры стан-
ков, такие, как точность, виброустойчивость, широкий диапазон
скоростей. Например, карусельные станки с планшайбой диа-
метром до 12 м и грузоподъемностью до 1000 т должны рабо-
тать как в режиме точения (с большой частотой вращения план-
шайбы), так и в режиме шлифования (с малой частотой враще-
ния). На тяжелых зубофрезерных станках наряду с зубофрезе-
рованием выполняют операции зубошевингования, точения
и т. д., что обусловливает необходимость широкого диапазона
частот вращения планшайбы. При увеличении размеров станков
эффективность использования гидростатического смазывания,
как правило, повышается. С одной стороны, это связано с недос-
таточной точностью и низким демпфированием опор качения
или с ограниченными размерами подшипников, а с другой,—
с повышенной деформацией базовых деталей, при которой резко
снижается эффективность использования опор качения.
При применении гидростатического смазывания в различных
механизмах станка можно увеличить жесткость шпинделей (за
счет небольших радиальных размеров собственно подшипников),
осуществлять перемещение шпинделя одновременно по несколь-
ким направлениям (вращение и поступательное перемещение),
реализовывать микроперемещения, осциллирующие движения
и г. и.
Важным является то обстоятельство, что использование гид-
ростатического смазывания не вызывает необходимости суще-
niiciiHoro изменения конструкции станков с направляющими
скольжения или гидродинамическими, так как в них заложено
(меньшинство конструктивных элементов, необходимых для осу-
ществления гидростатического смазывания.
Гидростатическое смазывание используют в круговых нап-
равляющих планшайб (диаметром до 12 м), направляющих пря-
молинейного перемещения ползунов, кареток, стоек с величиной
перемещения в несколько десятков метров (длина автоматиче-
ской линии для шлифования стеклянных листов достигает
’.’ПО м), радиальных опорах (рудоразмольные машины с опора-
ми диаметром до 5 м), передачах червяк-рейка (с червяком
л па метром 300 мм и более) и винт-гайка (с винтом диаметром
5
до 270 мм), цилиндрических направляющих шпинделя зубодол-
бежных станков и шлицевых соединениях; Отметим эксплуата-
ционные преимущества опор и направляющих с гидростатиче-
ским смазыванием.
1. Высокая несущая способность: в воздухонагревателе теп-
ловой электростанции применяют сферический гидростатический
подшипник, воспринимающий массу ротора около 1000 т.
2. Малый коэффициент трения в широком диапазоне скоро-
стей перемещаемых механизмов. Например, при окружной ско-
рости около 0,2 м/с коэффициент трения гидростатического под-
шипника примерно на два порядка ниже, чем у подшипников
качения. При скорости, равной нулю, трение в опоре отсутству-
ет и движение начинается равномерно без скачков. Благодаря
линейной зависимости силы трения от скорости перемещения
обеспечиваются оптимальные условия для позиционирования
узлов станков с ЧПУ.
3. Высокое демпфирование, обеспечивающее работоспособ-
ность подшипников при больших ударных нагрузках и других
неблагоприятных условиях обработки деталей на станках.
4. Редуцирование погрешностей обработки сопряженных по-
верхностей опоры (до 10 раз), позволяющее применять подшип-
ники и направляющие при высоких требованиях к точности пе-
ремещения рабочих органов станка.
5. Возможность заранее рассчитать многие эксплуатацион-
ные параметры подшипников, что отличает их от подшипников
качения, в которых демпфирование, например, оценивается толь-
ко экспериментально. Высокие эксплуатационные показатели
дают станкостроителям новые возможности для решения специ-
фических задач. Высокое демпфирование, например, позволяет
создавать токарные станки для эффективного использования
инструментов из эльбора, керамики и др. Совмещение черновых
и чистовых операций на одном станке не приводит к потере точ-
ности шпиндельных опор, направляющих, что создает возмож-
ность для концентрации операций.
Гидростатические опоры требуют тщательной проработки
конструкции и высококвалифицированного обслуживания. Необ-
ходимо всегда помнить, что даже несущественная ошибка при
конструировании или несоблюдение правил эксплуатации может
превратить преимущества опор в недостатки, так как ошибки
значительно сильнее сказываются на работе, чем при опорах
скольжения или качения.
В книге на базе большого практического опыта создания
гидростатических опор описаны их основные особенности. В рав-
ной степени отражены как особенности расчета основных экс-
плуатационных параметров, так и конструкторские тонкости и
опыт промышленной эксплуатации станков с гидростатическими
опорами.
6
ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ОПОР
ПРИНЦИП РАБОТЫ И КЛАССИФИКАЦИЯ
Особенность гидростатических опор в том, что давление мас-
ла между скользящими поверхностями создается при помощи
насоса, поэтому эти поверхности при работе всегда разделены
слоем масла. Масло от внешнего источника подводится через
отверстие 1 в карман 1к (рис. 1, а), в котором давление масла
одинаково во всех точках, поскольку глубина кармана /7=1...
I мм. Карман окружен перемычками 2, шириной bi и Ь2 и дли-
ной Li и Ь2, препятствующими свободному вытеканию масла.
I (стечение масла, показанное стрелками, имеет место лишь пос-
ле того, как подвижный элемент 3 всплывает на величину hi,
и масло через образовавшуюся щель по периметру кармана вы-
текает наружу.
Зазор hi определяется объемом масла, подводимым к карма-
ну. Чтобы этот зазор оставался постоянным при данной нагруз-
ке Fi, объем масла, вытекающего из кармана, должен равняться
объему масла, поступающего в него. Давление pi в кармане
устанавливается автоматически и зависит от нагрузки Fi на
опору. При увеличении нагрузки давление растет до величины
р->, а толщина слоя смазки уменьшается до величины й2 (рис.
I, а), причем насос должен обеспечить увеличение давления в
карманах в рабочем диапазоне нагрузок. На перемычках давле-
ние по мере удаления от кармана снижается до атмосферного
по линейному закону.
Для обеспечения работоспособности при различных нагруз-
ках, в том числе при действии моментов М, на каждой рабочей
поверхности опор предусмотрено несколько карманов (рис. 1, б),
в каждый из которых масло подводится от своей системы пита-
ния. При центральной нагрузке F в, карманах 1к и 2к устанав-
ливаются одинаковые давления, пропорциональные нагрузке.
I (од действием момента М в этих карманах устанавливаются
л,явления р2 и р3, определяемые нагрузкой на них. При этом
подвижный узел 1 может наклоняться на угол а. Если преду-
смотреть на длине салазок только один карман, то при перекосе
салазок под действием момента изменения давления в кармане
по произойдет и будет иметь место контакт рабочих поверхно-
стей даже при небольшой нагрузке.
7
Рис. 1. Схемы гидростатических опор:
а единичной; б направляющей с двумя карманами; в — радиальной при отсутствии
внешней нагрузки (!) и с ней (//); г—радиальных опор для восприятия внешних уси-
лий, вызывающих перекос вала
Рис. 2. Системы питания типа насос-карман (а), дроссель-карман (б) и ре-
гулятор-карман (а)
При отсутствии внешней нагрузки (массой вала 1 пренебре-
гаем) давление pi в карманах 1к...4к (рис. 1, в) одинаково и
определяется зазором h в опоре и объемом масла, подводимого
в карман. При нагружении опоры силой F происходит смещение
вала на величину е и перераспределение давления в карманах.
В кармане 4к зазор уменьшается, сопротивление истечению уве-
личивается, что приводит к росту давления в нем. В кармане 2к
будет происходить противоположное. При нагрузках, вызываю-
щих перекос вала 1 (например, силой F, рис. 1, г), нужно пре-
дусмотреть две разнесенные опоры 2 и 3.
Большое значение имеют системы питания карманов, так как
они существенно определяют характеристики опор. При системе
питания насос-карман (рис. 2, а) в каждый карман опоры неза-
висимо от нагрузки подводится постоянное количество масла.
11ри системе питания с дросселями (рис. 2, б) достаточно иметь
один насос /, который подает масло через дроссели 2 к каждому
карману. Давление насоса должно быть всегда больше давления
в любом из карманов: pH>pt. Дроссели, на которых происходит
падение давления от рн до р,, нужны для того, чтобы при раз-
личной нагрузке на карманы 1к...4к давления в них не могли
выравниться.
Сопротивление дросселей /?Л не зависит от давлений рп и pt.
В системе питания с регуляторами (рис. 2, в) сопротивление R?
каждого из них определяется давлением р\...рь в кармане, умень-
шаясь с увеличением давления. Это обеспечивает благоприятное
(с учетом характера нагружения) 'распределение расхода по
карманам, что повышает жесткость масляного слоя.
Изменение толщины пленки (рис. 3) зависит от принятой
системы питания. Можно так подобрать характеристики регу-
лятора, что жесткость масляного слоя будет бесконечно большой
пли даже «отрицательной», когда с увеличением нагрузки за-
зор в опоре h увеличивается.
Гидростатические опоры могут иметь плоскую, цилиндриче-
скую, коническую, сферическую, винтовую и другую форму, од-
9
Рис. 3. Изменение толщины масляной плен-
ки в опоре в системах питания с регуля-
торами (/); системы насос-карман (2) и
дроссельной (3)
нако наиболее часто
применяют опоры с
плоской или цилиндри-
ческой формой, так как
обеспечить высокую эк-
видистантность слож-
ных поверхностей, раз-
деленных слоем сма-
зочного материала,
трудно. На рис. 4 при-
ведены формы опор для
валов, шпинделей и
круговых направляю-
щих. В зависимости от
воспринимаемого уси-
лия различают ради-
альные, радиально-
упорные и упорные опо-
ры. Последние часто используют в качестве круговых направ-
ляющих планшайб. Среди радиально-упорных опор наиболее
простой и надежной является схема с раздельным восприятием
осевой и радиальной нагрузок. Конические опоры компактны, но
тепловые деформации в них оказывают большое влияние на ра-
боту. Кроме того, смещение вала в одном направлении влияет
на характеристики в другом направлении.
Опоры могут выполняться с дренажными канавками 1 меж-
ду карманами или без них. В первом случае уменьшается рабо-
чая площадь несущего кармана и усложняется процесс изготов-
ления, но улучшается отвод теплоты, поскольку увеличивается
расход. Обычно радиальные опоры выполняют замкнутыми, так
как при этом обеспечивается большая жесткость и точность.
Разомкнутые радиальные опоры используют в люнетах для раз-
грузки шпинделей тяжелых станков от массы детали и в других
аналогичных случаях.
При небольшом диапазоне нагрузок (рис. 5), действующих
на узел станка, применяют разомкнутые направляющие, так как
их изготовление проще, чем замкнутых. Последние обеспечива-
ют повышенную жесткость масляного слоя благодаря дополни-
тельной предварительной нагрузке, обеспечиваемой дополни-
тельной направляющей 2 при подводе к ней масла под давле-
нием. Ее площадь, а следовательно, и несущая способность
часто меньше, чем у основной 1 направляющей. Обычно на по-
верхности направляющих подвижного узла, например салазок 3,
предусматривают два или более кармана, которые могут быть
отделены дренажными канавками 4. Направляющие могут иметь
форму квадрата, прямоугольника (для ползунов) или цилиндра.
Форма карманов (I, II, III на рис. 5) зависит от размеров
Рис. 4. Классификация вращающихся опор
11
12
•тапка и условий работы. С точки зрения надежности и повы-
шенного демпфирования предпочтительной является III форма
кармана в виде замкнутой канавки. Для исключения перекоса
подвижного узла предусматривают, как правило, две опоры (см.
рис. 1, г).
Среди передач со сложной геометрической формой сопряжен-
ных профилей применяют передачи червяк-рейка и винт-гайка
(см. рис. 9). В последней по длине гайке располагают несколь-
ко карманов, чтобы уменьшить влияние местных погрешностей
рабочих поверхностей винта и гайки на работоспособность пере-
дачи. Обычно карман, расположенный на гайке, ограничен уг-
лом 2л, а на всей длине гайки предусмотрено несколько карма-
.... (см. рис. 9, в). Подвод масла к каждому карману осущест-
вляется от дросселя 3, а отвод масла — по каналам 1 и 2.
Используют две схемы передачи червяк-рейка: с карманами
па червяке и с карманами на рейке. В обоих случаях система
смазывания требует установки распределителя, который обес-
печивает питание маслом участка передачи, находящегося в дан-
ный момент в зацеплении. На рис. 6, а распределитель выпол-
нен в виде кольца 1 с пазом 2, длина которого обеспечивает
подачу масла в карманы червяка, находящиеся в зацеплении с
рейкой (условно показан подвод масла в карманы одного про-
филя). В передаче с карманами на рейках (рис. 6, б) подвод
м.чсла в карманы I противоположных профилей рейки 3 осуще-
ствляется через коллекторы 2 и 4.
Для повышения работоспособности при скоростях движения
«тола более 10 м/мин необходимо обеспечить предварительное
заполнение маслом рабочих карманов (рис. 6, в) от вспомога-
юльной системы питания. Масло нагнетается через секторы 1
п 3, расположенные с обеих сторон от рабочего кармана 2.
< )бъем подаваемого масла должен обеспечить полное вытесне-
ние воздуха из карманов, когда они попадают в рабочую зону.
Параметры опор рассчитывают с высокой точностью: погреш-
ность расчета по сравнению с экспериментальными данными не
(юлсе 10...15%. При расчете пользуются допущениями: поток
масла считается одномерным, и сопротивление опор истечению,
поверхности которых не параллельны, определяют по средней
толщине пленки каждого кармана. При этом максимальная по-
грешность по сравнению с точным учетом формы масляной плен-
ки, например, для направляющих поступательного перемещения
при числе карманов 2; 3; 4 и 8, размещенных на длине салазок,
• оставляет соответственно 25; 9; 4 и 1%.
Расчет несущей способности, жесткости масляного слоя про-
водят, принимая во внимание упругие деформации деталей опо-
ры. При анализе жесткости масляной пленки достаточно ввести
п расчет начальный зазор h0 в гидростатической опоре, который
принимается постоянным. Он обусловливает такой же дополни-
13
г
Рис. 6. Схема работы гидростатической червячно-реечной передачи
тельный расход масла через опору, как и реальная погрешность
рабочих поверхностей опоры.
В результате деформаций деталей, образующих опору, дав-
ления в отдельных карманах могут превышать средние значения
в 2...3 раза. Во многих случаях взаимодействие базовых деталей
через слой смазочного материала можно заменить связью через
пружины (по числу карманов) постоянной (средние смещения)
или переменной (большие смещения) жесткости.
При ламинарном режиме истечения масла расчет опор мож-
но вести, основываясь на электрической аналогии процесса исте-
чения масла и протекания тока через сопротивление. Аналогом
электрического напряжения служит перепад давления Др, а ана-
логом тока — расход Q; аналогом электрического сопротивле-
ния — сопротивление щелей (дросселей), падение давления в ко-
торых вызвано трением слоев жидкости.
На схеме (рис. 7) в качестве дросселей использованы капил-
ляры с постоянным сопротивлением RA. Сопротивления карма-
нов Ri, R', Ru... меняются в зависимости от толщины пленки h
14
Рис. 7. Схемы для расчета разомкнутой (а), замкнутой (б) и радиальной (в)
опор и их электрические аналоги
и h' в опорах. Сопротивления /?ц, R%i... характеризуют сопротив-
ление истечению в обе стороны опоры в осевом направлении, а
сопротивления — сопротивление перетеканию масла
in кармана в карман. Сопротивления Ri, R', Ru и Ri,s-. зави-
< и г от толщины масляной пленки h, h' и величины эксцентриси-
н та е.
НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ
МАСЛЯНОГО СЛОЯ ПРИ СИММЕТРИЧНОЙ НАГРУЗКЕ
При симметричной нагрузке несущая способность масляного
слоя определяет нагрузку F, которую может воспринять опора
б<ч металлического соприкосновения ее несущих элементов.
Отношение изменения нагрузки на подшипник к изменению тол-
IIIины масляной пленки характеризует жесткость масляного
' Лоя. При симметричной нагрузке,/вызывающей перемещение
подвижного элемента без перекоса, несущую способность и жест-
кое п> мпогокарманных гидростатических направляющих можно
1>,н ( читать сначала для одного кармана и затем увеличить в co-
in нетствии с числом карманов. Несущая способность масляного
< ч<>1 зависит от давления р] в кармане, размера рабочей площа-
15
Рис. 8. Схемы для определения площади несущей поверхности круговых на-
правляющих (а), радиальных опор (6) и направляющих поступательного
перемещения (s)
ди опоры S (в м2) и коэффициента несущей поверхности Cs=
=5Эф/5, характеризующего эффективность использования фор-
мы карманов с позиции увеличения несущей способности.
С приближением, удовлетворяющим расчет большинства
опор и не вносящим заметных ошибок, можно считать, что дав-
ление масла действует не только на поверхность кармана, но и
на половину площади перемычек, ограничивающих карман
(рис. 8). При этом допущении расчет коэффициента Cs (или
5Эф) упрощается:
для круговых направляющих
jt(r42-d) . г h .
i ’ s ьх + ь ’
с
эф (61 + 6) i
16
или по точной формуле
* 2(7-4 — /-j) L 1П /-4//-3 1пг2/П J ’
где I — число карманов;
для радиальных опор без дренажных канавок
5эф=оГ sin ^-(Zo+ft);
для направляющих прямолинейного перемещения
С -—- Г I® I t 1 Г f А 1 .
2 Но] [ 2 r^lj .
пли по точной формуле
S^=LBfis-, Cs = -^-(2LB1 + l0B1-{-2l0b1 + Lb1).
Несущую способность и жесткость масляного слоя опреде-
ляют из следующих выражений. 1. Уравнения равновесия сил,
действующих на подвижный элемент (см. рис. 7):
для разомкнутых направляющих F = ptS3$i;
для замкнутых F=piS3$i—p'S'3$i',
1 де F—равнодействующая внешних сил; pi, р' — давление в
карманах.
2 . Уравнения неразрывности потока жидкости от регулиру-
ющего элемента (например, дросселя) до направляющих:
для дроссельной системы при дросселе вязкого сопротивле-
ния (рн — Pi)/Ba=pi/Ri-,
для системы насос-карман Q—pJRx;
при использовании регуляторов (рн—pi)/Rp=pi/Ri.
Выражая сопротивление направляющих через соответствую-
щие параметры (h, ту Bi, L), можно определить F в функции
параметров направляющих. В большинстве случаев сопротивле-
ние истечению можно определить из уравнения движения вяз-
кой жидкости аналогично плоскопараллельной щели при лами-
нарном режиме:
К 0/h3,
где L„ — периметр истечения; h — толщина масляной пленки;
/> ширина перемычки кармана; Ко — коэффициент, зависящий
<>| геометрии кармана и вязкости масла [см. формулы (1)...(3)].
Гак как карман может ограничиваться перемычками разной
длины и ширины, то расчет сопротивления истечению кармана
осуществляют так же, как при параллельном присоединении
отдельных сопротивлений перемычек, например, при расчете
17
сопротивления кармана (см. рис. I, а)
1 2 . 2 _ hSLj . h3Lp
R Ri Rz 6т]*2
Для направляющих поступательного перемещения при нали-
чии дренажных канавок 1 между карманами (рис. 8, в) сопро-
тивление каждого кармана определяют из выражения, Па -с/м3,
1 ___ h3 ’ £ + Zp . Bi + 1___ ft3 . J,
/?i “ 61 [ Bj - h L - Zo ] ~ Ko ( ;
Для круговых направляющих с дренажными канавками 3
между карманами 1 (на рис. 8, а показаны две канавки)
1 = h? Г Л(г4 + п) —ft2Z. 2 (г3 — г2) 1 Л3 2
Ri 61 L (С4 —c3)Z b2 J Ko
Для радиальных опор с четырьмя карманами и дренажными
канавками 1 в среднем положении вала
1 ft3 Г । 2(Z0 + A) 7 ft3 3
R\ 6-г] [ 4ft 62 J Ко
При смещении вала на величину e=eh сопротивление карманов, центр
которых совпадает с плоскостью действия силы:
в нижнем (рис. 8,6) кармане, в котором зазор уменьшается:
о_____________________________W__________________________-
«И.К ~ ’
dh3 j (1 — s cos у)3 dy + (Z. — b) h3 (1 — e cos ух)3
0
в верхнем кармане
Qtjb
те
dh3 [ (1 — s cos <j>)3 d<? + (Z. — b) h3 (1 + s cos «p^)3
После интегрирования
______________________________________&т\Ь______________.
|Z?h.k - - Л1 _ + ,
p =_______________ЧУ_______________
a'K Аг 4- Л2е + Л3е2 + Л4е3 ’
где Л1 = ft3 [<ZyK + (Z. —- b) £];
Л2 = ЗЛ3 [3 sin срк + (Z, — b) $ cos yK];
Л3 = 3ft3 [rf(?K/2 + sin cos yK/2) + (Д — b) g cos2 ?K];
A4 = ft3 [d (sin ?K — sin3 yK/3) + (Д — b) g cos3 <pK];
g = 6/6t (ft! = ft2/2).
(4)
(5)
18
Для рассмотренных опор без дренажных канавок сопротив-
ления можно подсчитать пренебрегая перетечками масла между
карманами по формулам (1)...(3) без второго члена. Жесткость
масляного слоя C=dFfdh.
Круговые опоры и направляющие прямолинейного перемеще-
ния. Дроссельная система питания. Несущая способность для
разомкнутых направляющих, Н (см. рис. 7, а),
где
F=pnSCs
h? + К3
K=h RilR^frRq/Rh-
Жесткость масляного слоя, Н/мкм,
С=3(1-т)Д/Л, (6)
где m=pjpn.
Оптимальное значение коэффициента 7попт=2/3 соответству-
ет максимально достижимому значению жесткости при мини-
мальном рИ, т. е. при минимальной затрате энергии и максималь-
ной надежности.
Целесообразно выбирать параметры направляющих так, что-
бы при среднем значении нагрузки Гср= (Ттах + ДтпД/ЗХ
\(FmaX/Fmin^2) жесткость была максимальной, а ее величины
при крайних значениях нагрузки были равны между собой. Не-
сущая способность замкнутых направляющих (см. рис. 7, б; 8, в)
R—PnRiS1Csii1 Г 3 3
L + л ।
к»
&ha - hi)3 + Д3
(7)
(K'FS’C'si’
где Кв = —з------;— ; па — половина зазора в направляющих;
XiSiCs»i
Параметры основной (Cs, Si...) и дополнительной (C's, S'...)
направляющих определяют по одним и тем же формулам. Км и
1\й' рассчитывают по формуле (1). Жесткость масляного слоя
С—3/7h/Ci3SjCs1z’j
_____(2ha-hi)2K„
+ ^)2 "Г" [<Rha-hiY + Kl\2
(8)
Жесткость зависит от коэффициента площади 7С=£ф/<$эФ
н дроссельных коэффициентов т\= (pB—pi)/pi — Rai/Ri и «2=
= (pB-p')'/p'=R\/R'>
1 де Ri, R' — сопротивление истечения из кармана основной и до-
полнительной направляющих.
19
Для обеспечения максимальной жесткости дроссельные коэф-
фициенты должны быть связаны зависимостью тх= 7782 - 1 — 1.
Кз
Система питания насос-карман. Для разомкнутых направля-
ющих несущая способность и жесткость
F=SCsQKJlh*-, C=3F/h, (9)
где Ко — коэффициент подсчитывается по формуле (1).
Для замкнутых направляющих
5iCsiQiKoih s'CfsQ'K'oi'
(2ha-htf
(10)
*1
где Koi и Ко7 — коэффициенты для основной и дополнительной
направляющих;
q 3S CSQ KQi
h* &ha-htf
При одинаковых параметрах основной и дополнительной
направляющих, равных параметрам разомкнутой опоры и отсут-
ствии внешней нагрузки, ih\=<ha и C=6Flh. Таким образом,
жесткость замкнутых опор в этом случае в 2 раза выше, чем
разомкнутых.
Жесткость опор с дроссельной системой питания приближа-
ется к жесткости опор с системой насос-карман только при
щ=Р1/рн^-0 [формула (6)], т. е. при бесконечно большом дав-
лении насоса. Сравнивая выражения (6) и (9) при средних
нагрузках (т—0,5), можно видеть, что система насос-карман
обеспечивает в 2 раза большую жесткость. Жесткость замкну-
тых опор больше, чем разомкнутых, и она обеспечивается даже
при отсутствии внешней нагрузки в отличие от разомкнутых
опор.
Для шпиндельных опор несущая способность [4]
F=pHS3il ---------------------1-----1 , (12)
г*0 эф [ 1 + (1 - «К2)3 1 + (1 + ЕК2)3 J
где e=\hl'ha — относительное смещение шпинделя; Д/г— смеще-
ние шпинделя от среднего положения; К2— коэффициент.
Жесткость опор
Г____( 1 — ______। ____Q Ч~ &К!2)3 I (13)
“ ha П [1 + (1 — еК2)3]2 Т [1 + (1 + еК2)3]2 J ’
2
где К2=— sin—- (фк и ф°к — в рад и градусах соответственно).
Ук 2
При е—>0 С=Зрп5Эф/2/га.
10
I’nc. 9. Осевое сечение (а) и схемы расположения карманов в передаче чер-
вяк-рейка и винт-гайка (б, s)
Формулы (12) и (13) справедливы при От] 1, е<0,5
п числе карманов, равном 4 (при большем числе карманов С и
/' увеличиваются на 15%). Несущая способность и жесткость
«авпсят от смещения вала е и m=p\lps. При увеличении е мак-
। пмальные значения несущей способности и жесткости, имею-
щие место при различном сочетании дроссельного отношения т
и г, сдвигаются в сторону малых значений параметра т. При
г >0 их максимальные значения будут при zzz=0,5; уже при
। 0,5 максимальная жесткость обеспечивается при m а;0,15.
Уменьшение т от 0,5 до 0,25 приводит к снижению жесткости
на 25%.
В системе насос-карман несущую способность и жесткость
опор определяют по формулам (10) и (11) npHSi=S/; CS\ = CS';
Q Q’ и Kq\ = Ko'-
Несущая способность передач червяк-рейка и винт-гайка
определяется аналогично замкнутым опорам (рис. 9): F=
^^(P2—Pi)>
где рх и р2 — давления в карманах правого и левого про-
филей.
21
Эффективная площадь для передачи червяк-рейка
/ _2 _2 _2 _2 \
Орг / Г4~Г3 Г2 ~ Г1 1
5
эф 4 \ lnr4/r3 lnr2/ri /’
где z— число витков червяка; >ао=А(ак+ар)/2—расчетный
угол обхвата, рад; А — коэффициент, учитывающий использова-
ние площади резьбы [для карманов на рейке и червяке соответ-
ственно А = 1 и А=(п—1)/п], где п — максимальное число кар-
манов, одновременно находящихся в зоне зацепления с одним
витком рейки; ак и ар— углы рабочей длины кармана и распо-
ложения кармана (на рис. 9, б сплошной линией показан кар-
ман на рейке, штриховой — на червяке).
Для передачи винт-гайка
S - Г2-г1 \
эф 2 \ 1п/4/г3 -1ПГ2/Г1 /’
где z — число рабочих витков гайки.
Особенностью передачи червяк-рейка является возникнове-
ние радиальной силы, стремящейся сместить червяк относитель-
но рейки в радиальном направлении: Fp=2Ftg р. Сопротивле-
ние истечению одной стороны профиля передач червяк-рейка и
винт-гайка
Г -Г4~Гз 1 cos4 Р;
гЬаа0 L г2 + г3 J
[ r2 + r3 J и
где ha — половина осевого зазора.
Если на одном витке передачи располагаются i карманов,
то их сопротивление будет в i раз больше. Несущие способно-
сти и жесткость масляного слоя определяются аналогично замк-
нутым опорам по формулам (7), (8), (10) и (И) при КБ=1,
S=S/, CS\ = CS', Q = Q' и Koi^Ko'-
НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ МАСЛЯНОГО СЛОЯ
ПРИ ПЕРЕКОСЕ ОПОР
Опоры и направляющие обычно нагружаются моментом, ко-
торый изменяет положение подвижного узла и распределение
нагрузки между отдельными карманами. Несущую способность
при перекосе находят в следующем порядке: 1) определяют ха-
рактер перекоса (смещение центра, разность зазоров по длине
опор) из уравнения равновесия узла, например, для направляю-
щих поступательного перемещения в системе насос-карман:
i
iQRn=Q У Rt, RH и R,— сопротивление истечению из каж-
22
замкнутых
Рис. 10. Схема гидростатических
направляющих
жесткости пружин. При малом
перекосе
лого кармана до пере-
коса и при нем; 2) вы-
числяют сопротивление
и< течению кармана, ре-
акцию каждого карма-
на и воспринимаемый
опорой момент.
Направляющие по-
ступательного переме-
щения. Схема гидро-
статических направ-
ляющих показана на
рис. 10. Салазки 1 пе-
редают нагрузку на ос-
нование 2 через пружи-
ны 3 (имитирующие ре-
акцию карманов). По-
нижение салазок зави-
। нт от вида нагрузки и
п постоянной жесткости пружин такая модель гидростатических
н-шравляющих дает малую погрешность. С увеличением переко-
са пружины должны иметь переменную жесткость в зависимости
<>т величины их деформаций. При произвольном нагружении
расчет производят в двух взаимно перпендикулярных плоскостях
XOZ и YOZ в направлении перемещения салазок и перпендику-
лярном к нему. Для упрощения расчетов любой вид нагрузки
приводят к силе F, действующей по геометрическому центру са-
лазок и моментам МПр и Мп, действующим в двух взаимно пер-
пендикулярных плоскостях (XOZ и YOZ).
Перекос в плоскости XOZ. Момент в незамкнутых направля-
ющих (рис. 11) с системой питания насос-карман при заданной
величине m перекоса, воспринимаемый одной направляющей,
определяют по формуле, Н-м,
Mc.n=QK0S^LnA/^.
Допустимый перекос m=hmin/h ограничивается большим
< мощением е центра салазок 1 и недопустимой погрешностью.
' 11 обы относительное смещение е/й не превышало величины 0,4,
г должно быть больше 0,6...0,7, где h — величина масляной
г лепки в направляющих до перекоса.
Из рис. 12, а видно, что зависимость момента сопротивления
перекосу Мс.п, пропорционального коэффициенту А, от переко-
< л ш близка к линейной. Для замкнутых направляющих с сис-
|смой питания насос-карман (см. рис. 11, б) момент сопротив-
ления перекосу
23
Рис. 11. Схема изменения положения салазок с незамкнутыми (а) и с замкну-
тыми (б) направляющими под действием нагрузки F и М>пр
.4-4
Рис. 12. Зависимость A = f(m) при заданном числе i карманов на одной на-
правляющей в системе питания насос-карман для незамкнутых (а) и замкну-
тых (б) направляющих
24
.. ОКо^эфДг
=-------------'X
Л1
л + А,
(Н3
Графики, характери-
зующие изменение пара-
метра А, т. е. момента
в зависимости от
перекоса приведены на
рис. 12, б и предназначе-
ны для расчета момента,
носпринимаемого основ-
ной и дополнительной На-
ПраВЛЯЮЩИМИ.
Для незамкнутых на-
правляющих с дроссель-
ной системой питания
Л1,=рн5ЭфГыЛ. В этом
случае опасность опроки-
дывания салазок не воз-
никает, так как смещение
венгра салазок не велико
при изменении т от О
ПН I.
Кривые, характерн-
ейшие изменение А для
рассматриваемых на-
Рис. 13. Зависимость А=[(т) при заданном
числе i карманов на одной направляющей
и дроссельной системе питания
нравляющих в зависимости от перекоса и числа карманов,
приведены на рис. 13, где mi=R)iilR«, a RH — сопротивление
кармана до перекоса. Из рис. 12 и 13 следует, что с увеличе-
нном перекоса направляющих противодействие перекосу в си-
। Юме питания насос-карман увеличивается в отличие от дрос-
< <-.'и.11ОЙ системы. Для замкнутых направляющих с дроссельной
не темой питания
ЛТс.п — /ЛАф^-н^ Д' Pt&afyLnA .
В >гом случае определить Л4С.П можно также по рис. 13. При
wi el эти кривые справедливы для т>0, при mi^l — для
//1 0,5.
Выводы: система насос-карман в зоне рабочих (малых) вели-
чин перекоса обеспечивает в 3—4 раза большую угловую жест-
|><>ен>, чем дроссельная; увеличение числа карманов в пределах
I /• ДО повышает угловую жесткость направляющих примерно
пропорционально числу карманов; при невозможности размес-
25
Рис. 14. Изменение положения салазок с незамкнутыми (а) и замкнутыми
(6) направляющими под действием нагрузки F
тить карманы по длине направляющей необходимо предусмот-
реть карманы на ее краях.
Перекос в плоскости YOZ. Опрокидывающий момент (сила,
смещенная от центра тяжести) приложен в плоскости YOZ (см.
рис. 10, 14), перпендикулярной направлению перемещения сала-
зок 1. Момент сопротивления перекосу в незамкнутых направля-
ющих с системой питания насос-карман при заданной величине
перекоса, характеризуемой величиной т:
M^ = -^-S^Rn
Изменение коэффициента Д = —!—
т?
1
, ха-
1
2т3 — 1
рактеризующего изменение момента, воспринимаемого направ-
ляющими в зависимости от величины перекоса, показано на
рис. 15, а. Для незамкнутых направляющих с дроссельной си-
стемой питания
26
I'iii. 15. Зависимость A=f{m) при системах питания насос-карман (а) и
дроссельной (б)
Д/ ___ S fisR Г______________5________________-________
4 эф ” L Л3Ян + {hmp RK №Ra + (fun -t- ЛА)3 Яд
I /IJt
Z/ ^ЗД6_^д;пЗ^Лн_2/?^6
Д/г = Лта„ — йт,п = 1/ ---------------------к-----mh
max mm у R^tf - 2ЛдЛнтЗА3 _ ffyfi
Но этой же формуле определяют ДА при i=2 и перекосе в
плоскости XOZ. На рис. 15, б показаны кривые изменения коэф-
фициента Д = /г3/?н (•-------------------------------------1
I. h?R„ + (Azn)3 /?д h?Ra + {hm 4- ДЛ)3 R* J
при дроссельном отношении mi — RpJRH.
При т=1 обеспечивается максимальная несущая способ-
ное и, направляющих. Для определения перекоса в замкнутых
направляющих с системой питания насос-карман вычисляют
реакции на направляющих А и Б (см. рис. 14, б) и выражают
ич через параметры направляющих -и смазочного материала
/ф, Si, Csl, й, Koi). Если равнодействующая F нагрузки дей-
• । иует на расстоянии а от центра направляющей А, то реакции
п направляющих
о = В (В — а) 1 Г ?t________[ ?' 1 .
А В 2h3a [ ~Г (m—2)з] ’
R _ 1 Г Pt I р' 1
В 2h3a L (/п')3 "Г (m' - 2)3J ’
27
г
где pi = QS3$it’iKoi — для основной направляющей; р' =
= Q'S'3$i'K/o — для дополнительной направляющей; m=hTainlha
т'—hm.aTjha, Ла —половина зазора между основной и дополни
тельной направляющими салазок и станины.
Перекос в замкнутых направляющих с дроссельной
питания при одинаковых опрокидывающих моментах меньше
чем в незамкнутых. Осевое смещение центра каретки при пере-
косе зависит от соотношения параметров pi и р' и меньше, чем
в незамкнутых (при pi = p' е=0). При дроссельной системе ре-
акции в направляющих
ур __F {В — а)_ Рн^эф1Кой1
'А~ В~~~~ 2 [/?4i (ham)3 + /<oi] 2 [/?; (2ha - ham)3 + <]
__ Fa Рн-$эф1Ко1(1 -Рн^эф^о*
Б~~В~ ~ 2 [/?д1 (ЛаЯ1')3 + К01] 2[^(2ham')3 + /('] ’
Круговые направляющие. Положение планшайбы при сим-
метричной нагрузке определяется толщиной h масляной пленки
в центре направляющих и углом а перекоса (рис. 16). Перекос
планшайбы при дроссельной системе питания карманов проис-
ходит почти без смещения ее центра. В этом случае tga—(h—
Лпз1п_)/г ср.
В системе питания насос-карман изменение толщины пленки
в центре планшайбы зависит от числа карманов и перекоса,
увеличиваясь с их увеличением. При т=Лты/’Л>0,6 относитель-
28
IK»- смещение центра, как правило, е/А<0,3. Для определения
момента сопротивления перекосу находят сопротивления истече-
нию и реакцию (давление) каждого кармана:
г3 _ г3
•^с.п== ~ (sin <р2 sin <Pj) (Pi лев Piпр),
* и.<‘ p/пр и р/лев — давление в правом и левом карманах, располо-
/|.141пых симметрично относительно плоскости перекоса О—О.
В системе питания насос-карман pi — QRtK;
... к
в дроссельной системе питания pi = pa-----------,
R& + Ri к
।/ю RK— сопротивление истечению дросселя; ра — давление
м.н-ла перед дросселем; Q — расход через карман.
Сопротивление истечению масла из каждого кармана
’ ^'Р‘==^т1п4~ +COS<P;),
t w Amin = hm; А,, — перекос на радиусе rCp.
Связь между Ат|п и а может быть определена из уравнения
перекоса круговых направляющих с числом карманов i: для сис-
имы насос-карман
n^i
। те Ri — сопротивление кармана до перекоса.
В дроссельной системе питания и малых опрокидывающих
моментах, при которых «0=0,9, подпятник имеет максимальную
\ еловую жесткость в том случае, если сопротивления промежу-
|очпых дросселей равны сопротивлению карманов. При больших
опрокидывающих моментах и перекосах, когда толщина пленки
и результате перекоса изменяется более чем на 25%, целесооб-
разно сопротивление дросселей назначать в 1,3...1,5 раза больше
первоначального сопротивления карманов. Момент сопротивле-
нии перекосу при числе карманов 0=4:
в системе питания насос-карман (дО=0,5)
Мс<п «(3,8 - /п4) (1 - т) Cs («4 -г?) [1 + /0,0055 (Z-4)]
i/iс p\ = K0Q/h?; /Со определяют по формуле (2);
в дроссельной системе (0,5^/?д//?1^2 и т>0,2)
(0,5 3|/ -^-+0,25) [1+/0,0055(г-4)] х
X paCs(rl — и),
29
где Rt — сопротивление истечению кармана до перекоса.
Давление pi и толщину h масляной пленки вычисляют по из-
вестным зависимостям для нагрузки, приведенной к центру
планшайбы. Например, если перекос вызван силой резания, при-
ложенной на некотором расстоянии от оси планшайбы, то ее
заменяют центральной силой и моментом.
При больших скоростях скольжения угловая жесткость по-
вышается из-за гидродинамического эффекта. С увеличением
числа карманов более шести угловая жесткость меняется мало
(например, изменение i с 6 до 24 приводит к увеличению жест-
кости на 20%). Перекос при т^0,5 линейно зависит от опроки-
дывающего момента. Угловая жесткость в системе питания на-
сос-карман в 2 раза больше, чем в дроссельной системе.
Приближенный расчет замкнутых круговых направляющих (рис. 16,6)
можно проводить, пренебрегая смещением центра планшайбы при перекосе
(параметры со штрихами относятся к дополнительным направляющим):
в системе насос-карман при /п^0,5
Мс.о « (3,8 - (1 - т) Cs (г3 - rf) Q [ 1 4- /0,0055 (i - 4)] 4-
**3
+ [3,8 - (1 - т') C's [(г;)3 - (г;)3] Г2 Q’[1 +
4- /0,0055 (!' — 4)];
в дроссельной системе при 0,5^/?д//?1^2 и т^0,2
Мс.и * (1 - т} (0,5 4-0,25) [1 4- /0,0055 (г - 4)1 х
ХрнСДг1-г?)4-(1 — т') (o,51/'/?;/«;4-0,25) X
X 11 4-/0,0055(Г-4)]рнС;[(г')3-(/-1')3],
, , «(г1'+ /4) ,
где т = 1 — - ----— ; п — толщина масляной пленки в основных на-
z (2йд — Л)
правляющих до перекоса; R^, R/ — сопротивление истечению каждого карма-
на основной и дополнительной направляющей до перекоса [см. формулу
Аналогично рассчитывают упорные шпиндельные подшипники, имеющие
несколько карманов (см. рис. 66, а).
Шпиндельные опоры. Методы расчета статической жесткости
подшипников основаны на том, что шейка нагруженного вала
остается параллельной оси отверстия вкладыша. Но это спра-
ведливо тогда, когда результирующая внешних сил действует в
центре подшипника. В большинстве случаев внешняя сила вызы-
вает перекос шпинделя, в результате чего дополнительно умень-
шаются толщина масляной пленки между шпинделем и вклады-
шем, жесткость и несущая способность подшипника. Перекос
30
1'н< 17. Схема перекоса
шпинделя:
Vi , Vr г — смещения шпин-
in и при перекосе;
't реакции в подшнпни-
। . . при действии нагруз-
ки F
шпинделя из-за податливости опор сказывается в большей мере
и.। работе передней опоры (рис. 17).
Зависимость безразмерной характеристики жесткости С/ —
Ch/(d2pu) от относительного перекоса ea=aL/(2ha) при F=0
приведена на рис. 18, а.
Зависимости безразмерной несущей способности Cf=F/ (d2pH)
in коэффициента относительного смещения шпинделя z — ^hAlha
при различном относительном угле перекоса еа приведены на
рис. 18, б. При перекосе еа>0,3 уменьшаются жесткость и несу-
щая способность гидростатических подшипников. При еа<0,3
влияние перекоса на нагрузочные характеристики можно не учи-
тывать независимо от размеров опоры, а в качестве расчетного
Рис. 18. Зависимость безразмерной жесткости шпиндельных опор; Cj от от-
1П.1И 1 сльного перекоса еа (а) и их несущей способности CF от относительно-
го смещения е шпинделя (б)
31
Рис. 19. Шпиндельные опоры при перекосе:
а — б — геометрические соотношения подшипника (область ниже кривой), npi
которых влиянием перекоса пренебрегают
принимать зазор h, измеренный по центру карманов. Макси-
мально возможный перекос шпинделя в опорах (см. рис. 17)
ha +
Обозначив A = LKl и \Нв = гБЬа> получим
______ 1 + £б
eamax— д _|_ J
При еа=0,3 вб=0,6 Kl—0,7.
При значениях ограниченных графиком рис. 19, а ниж(
кривой, можно не учитывать влияние перекоса на жесткость i
несущую способность подшипника. При заданных размерах под
шипника ев находят из уравнения
Т?5= ----------------------
Ч 1+(1-гБК2)з 1 + (1 + гБК2р
где Rs —реакция задней опоры шпинделя.
График изменения геометрических соотношений опор, npi
которых (ниже кривой) расчет жесткости и несущей способно
сти можно проводить без учета перекоса шпинделя, приведен н<
рис. 19, б. Учет перекоса проводят при помощи ЭВМ [12].
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ОПОР
И СИСТЕМ ПИТАНИЯ
Расход масла в опорах, м3/с,
32
i/ic pi—давление в кармане, Па; Ri— сопротивление исте-
н Hinn масла из каждого кармана, Па-с/м3.
Фактическую подачу насоса для дроссельной системы назна-
inioi па 20...30% больше расчетной. Сопротивление вычисляют
...формулам (1)...(3).
Мощность. Общая потеря мощности в опорах
Pv=i\Sv (15)
h
। ас pQ=pBQ — потери мощности при проталкивании смазоч-
... материала через зазор между смазываемыми поверхностя-
ми (при рв в Па, Q в м3/с и Pq в Вт); Pv— потери мощности
при перемещении смазываемых поверхностей; FTp— сила вязко-
|" । рения, Н; So — площадь смазываемой поверхности (общая
....падь опоры за вычетом площади карманов), по которой про-
||| мшит сдвиг слоев масла, м2; v — скорость перемещения сма-
ii.iiij< мых поверхностей.
У равнением (14) можно пользоваться, когда v одинакова во
in । \ гонках опорной поверхности (направляющие прямолиней-
но! о перемещения, шпиндельные опоры). Для каждой направ-
'Iнипцгй поступательного перемещения (см. рис. 8, в), м2,
Sv=BrL — bxla.
/1л я радиального подшипника (см. рис. 8, б)
Sv=4:b2l0-]-2bnd.
I Впери мощности в упорном подшипнике (см. рис. 8, а}
Рв = 2л^— (г4 —z-з + гз — и),
h
। и и частота вращения, с-1.
' уммарные потери энергии [уравнение (14)] имеют экстре-
м о ч миы ii характер в зависимости от толщины масляной пленки
/| н низкости. Поэтому по условию минимизации потерь можно
|" \ nu l l uirri, выбор рабочего зазора dP0^/dh=Q и вязкости
>4'..,/'d\\ -0.
11рн увеличении h и уменьшении v составляющая Pq рас-
ц|. а /’„ уменьшается. При постоянной нагрузке и скорости
нппим,>./|ып,io общие потери при Pv — 3Pq. Однако в большинст-
.....молен опоры работают на разных режимах, и оптимизиро-
|| in. iinicpii мощности не удается.
•I’i||1мула (15) при определении потерь на трение справед-
лив । при о-<10 м/с, когда потерями в карманах можно пре-
Ц||.pi -ii. (обычно глубина кармана более чем на порядок пре-
|’| пи.h i толщину масляной пленки). При больших скоростях
ЧЧ1 33
Рис. 20. Распределение скорости масла в
кармане высокоскоростного подшипника
необходимо учитывать так-
же трение в карманах. На-
пример, расчетные потери
на трение опор шпинделя
при v = 20 м/с без учета по-
терь в карманах (рис. 20)
оказались па 30% ниже фак-
тических.
Когда потерн о дно кар-
мана по учитывают, счита-
ют, что скоро<и> масла в
точке / равна скорости
скольжения о. i е она ме-
няется скачком, а ускорение
нарастает мгновенно, что невозможно. В реальных условиях,
скорость масла на дне кармана равна нулю только на i.nnie Lit
от края кармана. Внутри этого участка имеет меню teoMcipune-
ское место точек (пограничный слой — ломаная линия .'). и ко-
торых скорость масла близка к нулю на различной । ,i\<>иие кар-
мана, что и обусловливает дополнительные iioicpn Но ному из-
менение формы карманов (по сравнению с три/iiiinioHiioii прямо-
угольной) может благоприятно сказываться па noicpax Напри-
мер, круглый карман (см. рис. 4) вместо прямоугольно) о и шпин-
дельных опорах снижает потери в 1,5 раза. I |<>ло/кн ic.iiaio сказы-
вается также предусмотрение продольных (пернеиинку nipiio оси
шпинделя) перемычек внутри кармана для разрушения вихря.
Момент трения в карманах подшипника, П-м |11|,
Жтр idlQ V qw'b^
где q — плотность масла, кг/м3; Ьу — ширина карман.) (протя-
женность в направлении перемещения), м.
При глубине кармана hK больше крптическо)о hi.imihhh она
не оказывает влияния на момент трения
A.tmin = 4 Уi\b.tHvq).
Из условия минимизации потерь глубину клрмлшш ради-
альных высокоскоростных ПОДШИПНИКОВ следуг! Ill) IIIJ'I.) I I. /)к
= 0,5... 2 мм.
Температура. Изменение температуры пр<.............а шем
пути движения масла от насоса до сливного трубоцрош. ,а, воз-
вращающего масло в бак, и связано с Mexaiiipiri кнмя ши. рами
в насосе, падением давления в системе и др. |’шче) опор мож-
но проводить, имея экспериментальные данные по io........юту
элементов конструкции аналогичных коне)pvioiiiii Ирнш-дем
расчеты температуры для некоторых характерных ......... Тем-
пература масла, поступающего в карман но । иши шк м />,,
34
^ВХ Н
ря/ч — Pl
рСр
где to — температура масла в баке на входе в насос, °C; г] —
КПД насоса; р — плотность и Ср — удельная теплоемкость сма-
зочного материала.
Если предусмотрено охлаждение масла, то температуру
можно поддерживать в требуемых пределах. Температура мас-
ла на выходе из подшипника
t -I- -p—(1 — Д')•
‘ВЫХ^^НХ I /-ь z-» \ 'т/’
Q?cp
Q — расход через опору, м3/с; Кт — коэффициент теплоотвода
элементов конструкции.
Температуру масла в масляном слое можно принимать
Кр — (^ВХ “Г ^bmx)/2 •
точность подшипников И НАПРАВЛЯЮЩИХ
Использование гидростатического способа смазывания по-
зволяет усреднить периодические погрешности сопрягаемых по-
верхностей опор и направляющих. Степень редуцирования по-
грешностей зависит от толщины масляной пленки, системы пи-
тания, величины и характера погрешностей и др. Повышение
точности гидростатических опор и направляющих объясняется
также более равномерным распределением нагрузки на направ-
ляющих, чем у других типов опор. Даже при наличии опроки-
дывающего момента обеспечивается более равномерное нагру-
жение.
Точность круговых направляющих планшайб. Наиболее ве-
роятной погрешностью крупных планшайб диаметром до 10 м
является деформация круговых направляющих с образованием
двух волн на их поверхности; основание может иметь два, три,
четыре или другое число волн деформаций. Наиболее харак-
терными являются осевое с0С и торцовое ет биения планшайбы.
Осевое и торцовое биения планшайбы или другого упорного
подшипника получены из уравнений равновесия планшайбы и
уравнения моментов относительно •оси вращения при разных со-
четаниях погрешностей круговых направляющих.
Расчеты проведены при числе карманов, равном 6; 12; 18;
24, и различных соотношениях амплитуд погрешностей план-
шайбы Дпл/2, основания /z0CH/2 и толщины масляной пленки h.
Осевое биение имеет максимальное значение при равенстве час-
тот погрешностей основания и планшайбы (по две волны на
поверхностях). С ростом числа карманов и погрешностей дета-
лей, образующих опору, осевое биение увеличивается.
2* 35
Рис. 21. Погрешности траектории гидростатических опор lopiionoin биения
планшайб (а) и радиального биения шпинделей (о)
—диаметром 650 мм; V-< диаметром 1180 мм; О“ липм, i|„.m ’.‘Иг. мм
При числе карманов от 6 до 24
goc^0,12[- (Апл + Aoch)2 1[14-0,046)|.
L h J
При /гПл=Аосн=0,5h и i=6 осевое биение cociапляег 12%
от суммарной погрешности опор. Максимальное .........ное бие-
ние имеет место при погрешностях в виде двух толп па план-
шайбе и трех на основании и мало зависит от числа карманов.
При равенстве величин погрешностей на круговых направляю-
щих, т. е. при Лпл=/1осн^0,5 h, ет« (0,12 ... 0,18)
Таким образом, когда погрешности и деформации основа-
ния и планшайбы достигают 0,5h, торцовое биение мшкет со-
ставлять 0,09h (рис. 21, а). Гидростатические направляющие
обеспечивают высокую точность вращения плапшапо, осевое и
торцовое биение которых при диаметре до 7,1 м не превышает
10 мкм (табл. 1).
Точность шпиндельных опор. Наиболее характерными по-
грешностями замкнутых и незамкнутых упорных iio'iiiiiiiiiiiikob
являются отклонение от перпендикулярности торцов / и (рис.
22, а) бурта шпинделя к оси и отклонение от перпендикуляр-
ности торцов 3 и 4 втулок подшипника к оси, отклонение от
плоскостности торцов. Положение торцов при наличии погреш-
ностей показано штриховой линией.
Приравнивая расходы масла в двух положениях шпинделя
при его повороте на 180° (зазор очерчен сплошными н штрихо-
вой линиями), определяют его осевое биение
36
1. Расчетные и фактические значения осевого и торцового биений планшайб
Диаметр план- шайбы, мм 1 h, мкм Точность изготовления направляющих Расчетное (в числителе) и фактическое (в знаменателе) биение, мкм
планшайбы основания
характер погреш- ностей Лпл. WKM характер погреш- ностей ^осн’ мкм еос ет
1 600 6 20 45 Произ- вольный Две вол- ны 5 26 Произ- вольный Две вол- ны 5 25 0,56 0,5 1,2/1,6
2 500 8 60 Две вол- ны 10 Произ- вольный 10 — 2/2
4 000 12 100 Две вол- ны > 25 10 30 Две вол- ны Три вол- ны Произ- вольный 20 22 20 2/2 4/5 3/5 4/5
4000 12 100 160 Две вол- ны 30 145 Четыре волны 70 160 — 7,3/10 40/23
5 000 12 70 Две вол- ны 20 Произ- вольный 20 4/3 —
7 100 16 170 Две вол- ны 100 Произ- вольный 30 — 9/10
8 000* 8 100 Две вол- ны 100 Произ- вольный 70 — 25/30
10 000 * 48 120 — — — 20
* Система питания карманов — дроссельная, в остальных случаях — сис-
тема насос-карман.
2«
Q=....----------------£1---. f
6i) In Г4/Г1 12т) In Г4/Г2 J
(16)
где h — толщина пленки при отсутствии погрешностей.
37
Рис. 22. Конструктивная схема (а) и развертка (б) торцов ...видели и кор-
пуса гидростатического упорного подшннппка
Предельно допустимое значение амплитуды 61ф периодиче-
ской погрешности, при которой сохраняется режим гидроста-
тического смазывания, определяют при 61 = 62, //„и,, 0 и час-
тоте погрешностей со, когда Лф=26пр (1—sin охр) и период
функции равен 2л/<в. В этом случае уравнение (16) примет вид
л/г3=4S„p j (1 — sin охр)3 z/cp,
6
откуда 6np=0,37/z.
Таким образом, для обеспечения гидростатическою смазы-
вания в упорном подшипнике с одним карманом точность об-
работки назначают в зависимости от толщины масляной плен-
ки, и при предельном значении погрешности опа не должна
быть больше 0,37 h.
Рассмотрев в соответствии с уравнением (16) два положе-
ния рабочих поверхностей, имеющих погрешность 6|, когда
1) выступы и впадины одной находятся соответственно напро-
тив выступов и впадин другой и 2) выступы одной находятся
напротив впадин другой, определяют осевые смещения шпин-
деля за один оборот c0C = 6i2/2/z.
При 6i = 0,5/i <?oc=0,125/i, т. е. влияние суммарной перио-
дической погрешности опоры уменьшается в 8 раз. При раз-
личных частотах погрешностей у рабочих поверхностей сниже-
ние осевого биения возрастает многократно. Например, при от-
личии частот погрешностей у деталей, образующих упорный под-
шипник, в 1,5 раза и 6|=6г=Л осевое биение составляет око-
ло 1 % от амплитуды периодических погрешностей профилей
(табл. 2).
38
2. Точность упорных подшипников
Упорный подшипник Диаметр шпинде- ля, мм Отклонение от перпендику- лярности сос h
‘торцов шпинделя упорных торцов корпуса гаранти- руемое фактическое
Коломенского завода 205 14 12 _— Менее 2 50
тяжелого станкостро- 260 3 8 2 » 2 30
ення (КСПО) 460 5 10 5 > 3
СКФ (Швеция) 180 250 4,5 6 4,5 6 — Около 1 50
Для замкнутых опор goc ос1 где еос i и еОС2—осе-
вые биения опор, вычисленные для соответствующих пар сопря-
женных поверхностей (левого и правого торцов).
Точность радиальных опор. При шлифовании шпинделей
большого диаметра (>250 мм) часто образуется погрешность
с двумя (эллиптическая) и тремя волнами. При анализе влия-
ния погрешности опор на траекторию приняты допущения: по-
грешности шеек шпинделя hm и отверстий втулок /гвт имеют
характер синусоиды низкой частоты (1—4 волны). При этом
учитывалось истечение масла только вдоль оси шпинделя; при
отсутствии погрешностей давление в каждом кармане равно
половине подводимого. Из уравнения равновесия шпинделя при
различном сочетании погрешности определена максимальная
погрешность траектории шпинделя. Наибольшее отклонение
возникает при четырех волнах погрешностей на шпинделе и
трех — на втулке.
На рис. 21, б показаны кривые уменьшения погрешностей
траектории (er/h) крупных радиальных опор при различной
точности изготовления шпинделя и втулок. При Лш и /zBTs>0,3/z
погрешность вращения в 25 раз меньше, чем погрешности де-
талей опор, т. е. er/h^:0,04. С увеличением погрешностей дета-
лей эффект снижается и при отклонениях от правильной гео-
метрической формы, достигающих половины зазора в опоре,
редуцирующий эффект равен 10.
Аналогичные результаты получены и при меньших диамет-
рах шпинделей. Таким образом, зазор существенно влияет на
точность. При применении в системе питания регуляторов
(вместо дросселей) точность вращения ухудшается. Например,
на шпинделе диаметром 205 мм при использовании регулято-
39
3. Результаты испытаний шпинделя токарного станка
с различными приводными элементами
Приводной элемент шпинделя Амплитуда колебания шпинделя Отклонение от круглости образца
радиальных осевых
мкм
Ремень: клиновый поликлиновый плоскозубчатый ПЛОСКИЙ 0,58 0,59 0,4 0,38 0,48 0,46 0,32 0,28 0,3 ... 0,5 0,4 ... 1,3 0,2 ... 0,9 0,3 ... 0,8
Муфта: упругопальцевая сильфонная магнитная 0,23 0,18 0,27 0,23 0,27 0,22 0,3 ... 1 0,3 ... 0,8 0,2... 0,9
ров (см. рис. 44) погрешность вращения увеличилась с 1 до
2 мкм.
В высокоточных узлах точность в большей степени опреде-
ляется внешними помехами (приводом, муфтой, фундаментом
и т. п.), чем подшипниками. Доля возмущений от воздействия
электродвигателя (передающихся даже через упругий привод
на шпиндель) составляет в амплитуде колебания шпинделя до
90%. Поэтому с увеличением частоты вращения точность, как
правило, уменьшается. Например, погрешность траектории
шпинделя диаметром 205 мм изменялась с 1 до 2 мкм при из-
менении частоты вращения с 500 до 1600 мин-1 (табл. 3).
Ориентировочно погрешности шпинделя hm и втулок наз-
начают, исходя из требуемого радиального биения (табл. 4)
шпинделя на его конце ег и параметров опор (см. рис. 17):
(йш-|-/гВг) -С Ю
етА
2а + А
Точность направляющих поступательного перемещения. Наи-
более характерными погрешностями направляющих прямоли-
нейного перемещения являются: отношение от плоскостности
направляющих (разомкнутых), отклонение от параллельности
основной и дополнительной направляющих (замкнутых). Осе-
вое смещение салазок разомкнутых направляющих при нали-
чии погрешностей происходит аналогично круговым направ-
ляющим. Перекос салазок зависит от числа карманов, харак-
тера и величины погрешностей и т. п. С увеличением числа
40
4. Точность радиальных шпиндельных опор
Диаметр шпин- деля, мм Отклонение шпинделя (втулки) Откло- нение Радиаль-
Опора от круг- лости ОТ ци- лнндрич- ности Зазор от соос- ности шеек ное биение
MJCM
кспо 205 260 460 650 1180 5 (14) 5 (20) 10 (15) 10 (20) 10 (20) 5(10) 10 30 6]6) 40 30 40 40 40 20 10 30 1 2 3 2 3
СКФ (Швеция) 80 120 180 250 2,5 3,5 4,5 6 2,5 3,5 4,5 6 40... 50 3... 5 1
карманов влияние деформаций на точность уменьшается и сни-
жается суммарная погрешность. При назначении погрешностей
рабочих поверхностей при заданном допустимом перекосе са-
лазок можно считать, что максимальное их смещение при пе-
рекосе не превышает половины амплитуды погрешностей са-
лазок.
В замкнутых направляющих при наличии погрешностей мо-
жет происходить перекос, который приближенно можно опре-
делить по рис. 23. Пусть в исходном положении салазок при
идеальной геометрии поверхностей зазоры в направляющих со-
ответственно равны hi и h2 (см. рис. 23, в). После смещения са-
лазок на величину h'i и h'2, причем погрешность A/z = /ii—h'i=
=h'2—h2. На рис. 23, а, б /гх— суммарная погрешность (отно-
шение от параллельности) направляющих (знак зависит от то-
го, увеличивается или уменьшается зазор при наличии погреш-
ности). Отношение эффективных площадей дополнительной и
основной направляющих k=S'C's/SiCs.
Пример. Система питания насос-карман: примем /г = 0,6; ha = 50 мкм и
h2=:ha.
При суммарной погрешности /гх = 0,5 /г = 25 мкм получим в точке пересе-
чения кривой й = 0,6 и прямой /гх//га = 0,5 величину /г2' = 0,7/га, т. е. Д/г —
= h2—/г2' = 0,3 /г=15 мкм.
Точность гидростатических направляющих поступательного перемещения,
как правило выше, чем направляющих других типов. Так, на плоскошлифо-
вальном станке с шириной стола 1,6 м при длине перемещения стола 6 м по-
грешность его траектории составляла 9 против 19 мкм, полученных на тех же
самых деталях при гидродинамическом смазывании [13].
41
Чистовое
растачи-
вание
Сталь
Гидро-
статиче-
ский
Продолжение табл. 5
(270) 220
700
750
В и D — ширина и диаметр обработки; v и S — скорос ть резания и пода-
чи; L — вылет инструмента; глубина резания отмеченная *, означает, что даль-
нейшее увеличение данного параметра ограничено инструментом или мощно-
стью резания. ** — вылет инструмента при возникновении вибрации.
или вылета шпинделя) при переходе от опор качения к гидро-
статическим. Виброустойчивость расточного станка с гидроста-
тическими опорами шпинделя выше, особенно при черновой об-
работке.
Аналогичная картина наблюдается и при гидростатическом
смазывании в направляющих ползуна и салазок токарно-кару-
сельных станков. Например, на станке с диаметром планшай-
бы 6300 с гидростатическими опорами стола, салазок и ползу-
на суппорта при вылетах ползуна до 2800 мм максимальная
глубина резания при обработке заготовки из стали без вибра-
ций составляла 35 мм, что в несколько раз больше, чем при
использовании других опор. Наибольший эффект по виброус-
тойчивости получается в станках с прерывистым резанием, а
также там, где вибрации в зоне резания сильно сказываются
на качестве обработки деталей, например, шлифовальные ра-
боты. Важно оснастить гидростатическими опорами узлы, ко-
торые имеют в общем спектре доминирующую форму колеба-
ний (шпиндель, ползун), а также узлы, в которых устанавли-
вают инструмент и заготовку.
Демпфирование определяется: 1) главной составляющей,
возникающей в тонком слое смазочного материала при сбли-
жении поверхностей, в результате чего заключенный между
ними слой масла выдавливается, и реакция масляпого слоя
представляет собой силу демпфирования; 2) составляющей в
системе нагнетания, обусловленной наличием в ней гидравли-
ческих сопротивлений, тормозящих движение масла.
Сила демпфирования от главной составляющей Гя—
= Cndh/dt, где Сд — коэффициент демпфирования. В общем
случае распределение давления в щели находят, составляя
уравнение движения вытесняемой жидкости при сближении по-
верхностей со скоростью dh/dt. Приравнивая вытесняемый при
44
сближении поверхностей объем расходу масла, обусловленно-
му перепадом давления в щели, находят характер распределе-
ния давления. Затем, вычисляя равнодействующую давлений
по всей площади, находят силу демпфирования.
Сила демпфирования, Н: для каждого кармана одной ос-
новной S или дополнительной S' направляющей (см. рис. 8, в)
[8]
д Аз r-dt
для круговых направляющих (см. рис. 8, а)
п 3 1 4 4 1 4 4
77 Г4-Гз + ^-Г1
2 №
(r2_r2 + r2_r2)2 -
In г^г/СгзгО
dh
dt
В радиальных опорах (см. рис. 8, б) минимальная величи-
на демпфирования подшипника без дренажных канавок в сред-
нем положении вала
Ло = 1,5^ [2^о+1,33^] .
При смещении вала (е^0,35) сила демпфирования меня-
ется примерно по линейному закону с поправочным коэффи-
циентом
Рл(.е^0')=Рд->(е-0) .
Для круговых направляющих необходимо знать сопротив-
ление масляного слоя перекосу планшайбы. Для схемы, пока-
занной на рис. 16, а, момент демпфирования при перекосе,
Н-м,
Л4 __ ЗЛ1)Г4 Г 1 (5 _5 , 5 5\
-'Идо(я0—0)---7Г И4 —ГзД-Гг — П) —
ЛИ6 £ 10
18 1пг4г2/(/'зг1) J dt
где a — угол наклона планшайбы, рад.
По мере увеличения начального угла наклона планшайбы
а,о, при котором относительное йзменение зазора aorcp//i<O,4
(т. е. до 40% зазора), момент демпфирования увеличивается
примерно по линейному закону:
•ЛД(ао '0) ~-44до(«о-0) (1 +1,1——•
При сближении перекошенных направляющих (круговых или
поступательного перемещения) демпфирование увеличивается
примерно пропорционально величине перекоса k—kh/Zh (при
45
Рис. 24. Переходный процесс шпиндельных опор диаметром 205 мм:
а — с дроссельной системой питания; б —с регуляторами (по рис. 44); в - без смазы-
вания опор; / — перемещение шпинделя; 2 — изменение давления
£<0,4), где Ah — максимальная разность толщин масляной
пленки в направляющих при перекосе. При угловом перемеще-
нии (повороте) направляющих от действующих сил демпфиро-
вание уменьшается более чем в 2,5 раза в направляющих по-
ступательного перемещения и более 6 раз в круговых опорах
по сравнению с параллельным сближением направляющих.
Из этих зависимостей видно, что на демпфирование можно
влиять геометрическими параметрами опор толщиной масля-
ной пленки и вязкостью масла. Иногда, при явно выраженном
резонансе у шпиндельных опор, демпфирование увеличивают,
уменьшая (в рабочем интервале частот колебаний) динамиче-
скую жесткость масляного слоя Сы, например, встройка в кар-
маны передней опоры гидравлической емкости между дроссе-
лем и карманом.
Характер переходного процесса (реакция на ступенчатое
воздействие) зависит от системы питания, вязкости и объема
сжимаемого масла, зазора и давления масла в кармане. Часто
переходный процесс является апериодическим без перерегули-
рования или с перерегулированием.
Качественное влияние указанных рабочих параметров опо-
ры на переходный процесс следующее: 1) при использовании
системы питания с большей жесткостью масляного слоя дли-
тельность У’,, переходного процесса, как правило, уменьшается,
а перерегулирование увеличивается; 2) при увеличении объема
сжимаемого масла (например, между дросселем и карманом)
перерегулирование увеличивается (чем выше жесткость масля-
ного слоя, тем меньше сжимаемый объем масла, при котором
перерегулирование не наблюдается); 3) с увеличением зазора
в опоре возрастает перерегулирование (демпфирование пада-
ет) и уменьшается длительность переходного процесса; 4) Т,,
пропорциональна вязкости масла.
46
На рис, 24 приведены кривые переходного процесса перед-
него копца шпинделя диаметром 205 мм при разрыве чугунно-
го образца усилием 4 кН. Переходный процесс шпинделя про-
исходит практически без перерегулирования. В шпиндельном
узле па опорах качения логарифмический декремент затуха-
ния в среднем (по трем пикам колебаний пяти станков) со-
ставлял 0,75 (от 0,57 до 0,86).
Радиальный подшипник диаметром 650 мм (центрирование
планшайбы 0 1600 мм) имел с при дроссельной и
0,08 с при системе с регуляторами (см. рис. 44). В последнем
случае наблюдалось перерегулирование 3 мкм при зазоре в
опоре 40 мкм. У салазок с размерами 1300X1260X220 мм
Г,,=0,1 с.
Расчет динамической жесткости масляного слоя удобно проводить, ис-
пользуя математический аппарат теории автоматического регулирования. Пе-
редаточная функция гидростатической опоры представляет собой отношение
преобразования Лапласа величины зазора к преобразованию Лапласа вели-
чины усилия. На рис. 25, а приведены составляющие давлений для разомкну-
той опоры при анализе динамической жесткости в соответствии с [7].
Результирующее давление Pi = p4+pc+pd, где р, = 6т]<2/(лЛ3 In г2/Г1)1
Q=(p„—pi)Rn — давление, вызванное гидростатическим эффектом; рс =
dpt
= —Rx -------—давление, обусловленное сжимаемостью масла; р,—давление
dt
в кармане;
V'm Ря
— + ——коэффициент сжимаемости; R^—сопротивле-
£а
ние истечению из кармана; Им — объем сжимаемого масла; Ем=1000...
1200 МПа — модуль упругости масла; 14— сжимаемый объем нераство-
ренного воздуха, содержащегося в масле; Ев — модуль упругости воздуха;
dh
рв~~С^ — .
lit
Составим уравнение динамического равновесия
/И Д!*-_|_/7-Рч=0,
dfi
где М — масса подвижной части опоры; F — внешнее возмущение; Рм —
реакция масляного слоя с учетом всех составляющих давлений и площади
опоры, на которую они действуют.
Рассмотрим расчет динамических характеристик радиальных шпиндельных
опор с дроссельной системой питания. При расчете параметров опор враще-
ние шпинделя, его перекос и деформацию не учитывают. Систему уравнений,
описывающих динамическое состояние (см. рис. 25,6), можно представить;
fd-a.
-^--/?д£2-/?£Д3 + Е(£1 + £2)=0. (17)
! L2 +
Можно принять, что реакция задней опоры RE = RA 1 — —- I
\ М /
(принимая переднюю и заднюю опоры одинаковыми по несущей способности).
[Z.4 / Ее -4- 74
1 + ~~ 1 — ——------- I ,
Р'2 \ М /J
47
Рис. 25. Схема для анализа динамической
жесткости масляного слоя подпятника (а)
и шпиндельного узла (б)
уравнение (17) получит вид
Zrf2a
(^1 + ^2) = °»
где I — момент инерции шпинделя; /?л=Рм1—Рм2, P»i и Рм2 —усилия, дейст-
вующие на нижний и верхний карман соответственно:
Z’mI = (.Pql + Pci) 5эф + Pdl$d\
Ртл2~ (.Pq2 + Рс2) 5эф + Pd2$dt
где Sd = Fm/pdi—эффективная площадь демпфирования (отношение усилия
демпфирования к давлению демпфирования в кармане);
0,25rf2 (2i2Z0 + 1,33db)
Pdl «2
Pql = Qh.kZ?h.k> Pq2 ~ Qb.h^b.k»
Z?h.k, Rb.«—сопротивление истечению нижнего и верхнего карманов [см. фор-
мулы (4) и (5)];
W1 о . —tdpq .
Pci — ,, Ан.к, Рс2 — Г'В.К*
at at
dz. d&a
Pdl = + h\ Pd2=~'CJi h.
dt dt
При малых смещениях шпинделя коэффициент демпфирования Сд«
«6Т)622/А3.
48
Расход через нижний карман Qh.k= (Рн—р^д; расход чере-
карман Qb.k~ (Рн—Рг)/^я> где Pi—pqi-i~pci~i-pn', P2=Pq2-\~pc2-\~Pd2-
Обозначим а=едй/£2- После линеаризации приведенной системы
ний и преобразования по Лапласу находят передаточную функцию сиск...
ф (S. = ASA(S) = A «s2+r;s+i
1 ’ \F (s) Ло T\Si + r|S3 + rfa + TiS + 1 ’
BQ= 1 +
B.K
Я2д 1
. VC [* /t > RB-K \ b' fl I -^H.K .
^0 — К$эф I ( 1 + D I — k 11 + D I I >
L \ Кл / \ г'д 7J
+ 2едЯ3 — ЗгдЛ4
— —6QH.KT]d , - z~: з >2 •
— 6д-^2 + 6д-^3 — eA-^4)
, Л2 + 2вдЛз + ЗвдЛ4
kp = -6QB.K^ (Л1 + едЛ2 + Е2Лз + езЛ4)2 ;
Т[ = Г-2^Н.К T + T (7?B K + ди Л J_ .
L Кд J #0
(^-г)2 = ^^в.Л.к ~ >
Ti = (аряв.к - a;i/?h.k) + Ks9^cth +
L Кд
+ 2СдЛ/<’5Эф + К, (Sa — 5Эф) 2СДЛ —— f - + 7?н.к + /?в.к^ +
•р 2___
1 2 “
+ iCjtK (Sd - |5Эф)] ;
т /* , /?в,к , ^Н.К . ^В.К^Н.К
'(1+Х7+ лГ+-^Г“
/ D О \
+ 2СдЛК (Sd - 5эф) т 7?в,к + /?н.к + 2 - в" и- +
\ Кд /
+ К5ЭфТСд/г (7?н.к + Яв.к)
1
^0
где 7 = IhlLti
Г3 = Г/т 6?в.к + /?н,к + 2 +
\ Кд /
+ К (Bd ^эф) 2СдЛт2/?в.к/?и.к1 ;
J Ло
^4 = I’&Rs.kRh.k “7 •
л0
49
Амплитудно-частотная характеристика (динамическая податливость)
Алгебраический критерий устойчивости
Д = 7’Ц7’17’1-7’“)-7’^>0.
На рис. 26 приведены амплитудно-частотные характеристи-
ки шпинделя расточного станка диаметром 205 мм. Экспери-
ментальные данные отмечены звездочкой. Наибольшее влия-
ние на динамическую жесткость оказывают демпфирование и
объем сжимаемого масла. АЧХ при неподвижном и вращаю-
щемся (« = 500 и 1000 мин-1) шпинделе практически не меня-
лись.
Экспериментальная оценка динамической жесткости опор.
При определении жесткости планшайбы диаметром 1,6 м коле-
бания основания возбуждали механическим вибратором (с час-
тотой 8...27 Гц) и измеряли амплитуды колебаний планшайбы
Рис. 26. Отношение дина-
мической податливости к
статической шпинделя
диаметром 205 расточно-
го станка в зависимости
от относительного изме-
нения объема сжимаемо-
го масла (а), коэффи-
циента демпфирования
(б) и вязкости масла (в)
50
и основания. Динамическая жесткость масляного слоя не усту-
пала статической жесткости. Для оценки жесткости масляного
слоя при перекосе планшайбы на ней устанавливали заготовку
массой 3,5 т с эксцентриситетом 85 мм (центр тяжести распо-
лагался выше зеркала планшайбы на 750 мм). Динамическую
жесткость оценивали по торцовому биению при частоте враще-
ния /1 = 0... 68 мин-1.
Результаты опытов показали, что давления в карманах из-
менялись синфазно нагрузке, торцовое биение при росте час-
тот увеличивалось более чем в 2,5 раза (см. рис. 41, г), а ди-
намическая жесткость была меньше статической (динамиче-
ская составляющая нагрузки при «=68 мин-1 составляла око-
ло 10% от статической). Уменьшение динамической жесткости
связано с существенно меньшим демпфированием (более шести
раз), чем при центральной нагрузке.
Динамическая жесткость шпиндельных опор практически не
уступала статической при постоянном направлении действия
нагрузки. Влияние нагрузки оценивали при установке на фла-
нец шпинделя диаметром 205 мм груза массой 10 кг, центр тя-
жести которого смещен с оси на 70 мм. При вращении шпин-
деля с частотой 1000 мин-1 центробежная сила достигала
8 кН. Минимальная жесткость при частоте вращения 750 мин-1
уступала статической в 2,5 раза.
Исследование направляющих салазок карусельного станка
с диаметром планшайбы 4 м показало, что динамическая жест-
кость масляного слоя превышала статическую как при системе
насос-карман, так и системе с регуляторами.
Особенность анализа динамической жесткости замкнутых
направляющих состоит в учете деформации (отжима) замы-
кающих планок (см. рис. 62, а) под действием давления в кар-
манах. Анализ АЧХ (динамической податливости) разомкнутых
и замкнутых направляющих, шпиндельных опор с различными
системами питания позволяет сделать следующие выводы:
1. При применении систем питания с положительной жест-
костью масляного слоя (дроссельной, насос-карман) динамиче-
ская жесткость во многих случаях выше статической; при си-
стеме с регуляторами жесткость зависит от параметров си-
стемы.
2. Уменьшение сжимаемого объема масла практически всег-
да благоприятно сказывается на динамической жесткости.
3. Увеличение вязкости масла повышает динамическую
жесткость при дроссельной системе и системе насос-карман и
снижает ее при применении регуляторов.
4. Неустойчивость опоры может возникать при применении
регуляторов с отрицательной жесткостью масляного слоя.
Неустойчивость опор. 1. Апериодическая, когда происходит
нарушение режима работы регулятора («захлопывание»), что
51
связано с большой отрицательной жесткостью масляного слоя,
погрешностями изготовления деталей, обрывом трубы с явле-
ниями статической неопределимости и т. п.
2. Неустойчивость, связанная с колебаниями. На автоколе-
бания давления большое влияние оказывают: длина LTP трубо-
проводов, аэрация и низкая вязкость масла, большие темпера-
туры и расход смазочного материала (турбулентный режим ис-
течения). Наиболее опасны низкочастотные (8... 20 Гц) коле-
бания, вызванные волновыми явлениями в трубах длиной 5...
15 м. Например, такие колебания возникали при применении
регуляторов (см. рис. 38) и параметрах системы: масло И5-А,
Атр==15 м, ^=43°С и масло И8-А, Атр=19 м, /=29°С.
Поэтому для нормальной работы опор целесообразно:
уменьшать возможность аэрации масла; для стабилизации дав-
ления в магистрали нагнетания устанавливать аккумулятор; на
участке между регулятором и карманом надо стремиться обе-
спечить ламинарный режим течения и отказаться от использо-
вания эластичных труб; исключить гидравлические сопротив-
ления истечению (фильтры, редукционные клапаны и т. п.) на
участке между клапаном давления и регулятором; избегать ис-
пользование регуляторов при вязкости ниже 10 МПа-с и рас-
ходах масла более 5 л/мин.
СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ОПОР
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Выбор системы питания оказывает не меньшее влияние на
работоспособность гидростатических опор, чем конструкция их
основных частей, поэтому следует учитывать различные проти-
воречивые свойства каждой из них. Часто систему питания на-
значают, исходя из обеспечения максимальной жесткости мас-
ляного слоя. Однако одного критерия выбора недостаточно, так
как необходимо принимать во внимание сложность наладки,
чувствительность систем питания к погрешностям изготовления
деталей опоры и др. При увеличении размеров опор и направ-
ляющих становится затрудненной наладка станка из-за малой
жесткости базовых деталей, образующих опору. При больших
размерах базовых деталей трудно отделить их деформацию от
сдвигов, вызванных перекосом, подъемом планшайбы и т. д.
Оптимальные условия монтажа и наладки выполняются,
когда эксплуатационные параметры системы питания (напри-
мер, сопротивление истечению промежуточных дросселей) обе-
спечены конструктивными и технологическими методами. При
выборе системы питания необходимо исходить из конкретных
условий работы оборудования, учитывая, в частности, особен-
ности тяжелых станков, в первую очередь, связанные с дефор-
мациями базовых деталей.
Погрешность подачи AQ масла в карман подшипника мо-
жет привести к дополнительной деформации опор, к ошибке
относительного положения деталей, образующих опору, напри-
мер, перекосу планшайбы, смещению от расчетного положения
шпинделя и т. д. При системе питания насос-карман неравно-
мерность распределения нагрузки по карманам от неравномер-
ности потоков пропорциональна AQ, а при дроссельной систе-
ме она вдвое меньше погрешностей сопротивления дросселей.
Чем больше жесткость масляного слоя, тем выше требования
к равномерности потоков.
Однако, назначая допустимую погрешность подачи, следует
исходить из конкретных условий работы станка. При больших
погрешностях рабочих поверхностей опор нерационально доби-
ваться малой! величины AQ. Для опор и направляющих, имею-
щих длину более 5 м, допустима погрешность расхода масла,
равная 20% от номинального расхода через карман подшип-
53
ника. Для направляющих меньших размеров и шпиндельных
опор, у которых погрешность изготовления и деформации мень-
ше, можно назначить AQ— (0,08 ... 0,12)QH, где QH—номиналь-
ная подача масла в кармане.
Погрешность сопротивлений регуляторов оказывает наи-
большее влияние на работоспособность рассмотренных систем
(в частности, на распределение нагрузки по отдельным карма-
нам) и назначение допустимых AQ производят с учетом жест-
кости, точности деталей и т. п.
СИСТЕМА ПИТАНИЯ ТИПА НАСОС-КАРМАН
Такая система питания отличается высокой жесткостью,
надежностью, простотой конструкции, наладки и эксплуатации
и обладает хорошими энергетическими показателями (не имеет
дополнительного дросселирования). Ее применяют в станках
при отношении максимальной нагрузки к минимальной, рав-
ном 3...4, при больших опрокидывающих моментах (напри-
мер, в круговых направляющих планшайб карусельных стан-
ков с планшайбой диаметром 4... 10 м), в направляющих
поступательного перемещения (столы, салазки, ползуны) и зна-
чительно реже—в шпиндельных опорах, так как здесь слож-
нее обеспечить расчетное давление в карманах и большее влия-
ние температуры масла на изменение давления, чем при дрос-
сельной системе.
Часто используют многопоточные (от 4 до 10) шестеренные
насосы с подачей 0,2 ...0,4 л/мин. Для уменьшения разности
расходов каждого потока, упрощения фильтрации масла и по-
вышения допустимого давления в карманах применяют под-
качку масла под давлением в многопоточный насос.
На рис. 27 приведена схема десятипоточного шестеренного
насоса. Подвод масла осуществляется через отверстие 1, а от-
вод от каждого потока — по радиальным каналам. Вращение
от электродвигателя передается на вал 3, центральные колеса
4 и далее на зубчатые колеса 2, равномерно установленные по
окружности, формирующие каждый поток. При расходах 4...
5 л/мин через каждый карман (например, круговые направ-
ляющие карусельных станков) могут быть использованы и
обычные насосы, объединенные при помощи редуктора в груп-
пы из 4 ... 6 шт.
Расчет системы питания сводится к согласованию расхода
насоса и сопротивления истечению направляющих, определяе-
мого вязкостью масла и параметрами карманов. Для обеспе-
чения расчетного давления в карманах при питании замкнутых
опор необходимо предусматривать возможность изменения за-
зора в направляющих 2ha=hl-}-h'.
54
Рис. 27. Схема десятипоточного шестеренного насоса
ДРОССЕЛЬНАЯ СИСТЕМА ПИТАНИЯ
Такая система применяется в опорах и направляющих, где
нагрузка может измениться примерно в 2 раза (например, в
столах карусельно-шлифовальных, некоторых зубообрабаты-
вающих и специальных станков). При замкнутой системе пи-
тания (в шпинделях, направляющих, передачах винт-гайка
и др.) диапазон нагрузок значительно шире и здесь также не-
обходимо предусматривать возможность регулирования зазо-
ра в направляющих. В шпиндельных опорах целесообразно обе-
спечить изменение сопротивлений дросселей, причем желатель-
но, чтобы оно осуществлялось синхронно у всех потоков
(упрощается наладка и исключается возможность неправиль-
ной настройки дросселей). 1
Наиболее простыми в изготовлении являются капиллярные
дроссели, выполненные из трубок. Внутренний диаметр трубок
0,7... 4 мм (отклонение от номинала не более 5...8%). Изме-
няя длину трубок, которая достигает 2 м и более, обеспечива-
ют равенство сопротивления истечению. Для сокращения раз-
меров капиллярных дросселей их часто свивают в спираль.
Дроссель конструкции ЭНИМСа (рис. 28, а) выполнен в
виде пакета дисков 1 и 2, на одном из которых проточена кру-
говая канавка 3 треугольного сечения, прерывающаяся штиф-
том 5. На диске 1 предусмотрен паз 4, соединенный с каналом
для отвода масла к подшипнику. Поворачивая один из дисков
на угол «р, изменяют сопротивление дросселя.
Шпиндельный подшипник фирмы «Вотан» (ФРГ) показан
на рис. 28, б. Дроссель выполнен в виде нескольких капилляр-
55
Рис. 28. Капиллярные дроссели в виде дисков (а), трубок (б) и винтовой
канавки (е)
ных трубок 2, закрепленных в резьбовой заглушке 3. Он входит
в отверстие 1 в корпусе подшипника. Идентичность сопротив-
лений всех дросселей обеспечивается изменением длины и чис-
ла трубок. Выпускаются конструкции капиллярных дросселей,
выполненные в виде винтовой канавки на цилиндрической по-
верхности.
На рис. 28, в приведена схема десятипоточного дросселя
фирмы «Ардие» (ФРГ) с возможностью регулирования сопро-
тивления каждого потока за счет изменения длины дроссели-
рования I винтом 3. Масло по магистрали 1 подводится к деся-
ти равномерно расположенным дросселям 2 и отводится по ма-
гистрали 4 к карманам. Предусмотрен контроль давления в
каждом кармане при помощи манометра и поворотного золот-
ника 5.
Сопротивление дросселя, Па-с/м3,
п _ 128 _ П
'<д —---- Ч .4 ,
Л
56
где 1Я — длина дросселирующего канала; dn— внутренний диа-
метр капилляра.
Если форма сечения капилляра отлична от окружности, то
t/д находят, приравнивая фактическую площадь сечения капил-
ляра к площади круга диаметром dn. Рассмотренные дроссели
не в полной мере отвечают требованиям простоты наладки.
Дроссели по рис. 28, а необходимо предварительно настраи-
вать и они могут быть разрегулированы при эксплуатации, на-
пример, после промывки. Для обеспечения требуемого сопро-
тивления в капиллярных трубках необходимо изменять их
длину.
Достаточно широко применяют дроссели щелевого типа.
В них наиболее просто обеспечивается идентичность сопротив-
лений истечения всех дросселей конструктивными и технологи-
ческими методами. Часто наладка таких систем смазывания
максимально упрощена.
Щелевые дроссели выполняют в виде автономных блоков
(рис. 29, а...г) и встроенными в опору (рис. 29, д, е). При раз-
мещении дросселей в опоре достигается максимальная компакт-
ность конструкции.
Большинство щелевых дросселей может быть приведено к
одной из схем, представленных на рис. 29, а... в. Дроссель ти-
па I имеет радиальное истечение масла. Вход и выход (подвод
и отвод масла) можно менять местами, при этом сопротивле-
ние дросселя не меняется. В дросселе типа II истечение масла
происходит вдоль образующей цилиндра, параллельно оси.
В дросселе типа III истечение масла происходит через зазор
между двумя цилиндрами (по кольцевой щели между ними).
Чтобы установить закон распределения давления в направ-
лении истечения масла и определить расход по всему перимет-
ру истечения при одномерном ламинарном стационарном его
движении в дросселе, нужно воспользоваться уравнением не-
разрывности:
^-у\=0,
dx \ 12т] dx /
(18)
где у — высота щели в дросселе; х — координата щели в на-
правлении истечения масла; у — координата щели по периметру
истечения масла; т] — динамическая вязкость масла; р — дав-
ление масла в щели.
При постоянной высоте щели в направлении истечения мас-
ла давление в этом направлении уменьшается по линейному
закону, т. е. при /ix==const dp]dx=const.
При известном перепаде давлений Ар до и после дросселя
и расходе Q масла через дроссель его сопротивление /?д=
57
Рис. 29. Схемы щелевых дросселей
= (ри—pi)/Q=&p/Q, где р„ и pi — давление масла соответст-
венно до и после дросселя.
Дроссель типа I (рис. 29, а). Решая уравнение (18) при
Л'=г (где г — текущий радиус дросселя), hx<y=hA, у=2лг и
используя граничные условия: p—pt< при г=г2 и р=0 при г=
= г\, получим A\=6?] In-— /лЛд.
г 1 /
Влияние отклонения от параллельности поверхностей на со-
противление дросселя оценивают по зазору /1х = /1д—
—гГр tg a cos ср, который соответствует среднему радиусу гСр=
58
= (ri+r2)/2; а — отклонение от параллельности дросселирую-
щих поверхностей.
Для дросселя, у которого периметр истечения определяется
углом 2л, сопротивление дросселя в большей степени зависит
от изменения Лд, чем а:
п _________12-д 1ПГ2/И__
Л [2ЛД + ЗА (гср tg а)2]
Пример применения автономного щелевого дросселя типа I
приведен на рис. 29, г. Идентичность сопротивлений каждого
из четырех дросселей в блоке обеспечивают шлифованием с
одного установа поверхностей, образующих дроссельную щель.
Сначала шлифуются втулки 1, затем компенсатор 2, чем обе-
спечивают зазор Лд.
Экспериментально установлено, что максимальная разность
расходов через четыре дросселя блока, отнесенная к средней
величине расхода при /гд^0,04 мм, не превышает 13%. При
увеличении йд погрешность расходов уменьшается (опыты про-
водили на блоках с параметрами: 1) г2 = 25 мм, ri = 10 мм,
/гд=0,2 мм и 0,25 мм; 2) г2 = 15 мм, ri = 5 мм, /гд=0,04; 0,08;
0,12 и 0,16 мм).
Конструкция щелевого дросселя, образованного зазором
между корпусом 1 и проточкой 2 во втулке и встроенного в
шпиндельную опору, приведена на рис. 29, д. Здесь требуется
выдерживать точные размеры щели h и Лд и тщательно фильт-
ровать масло, так как зазор hn — мал.
Дроссель типа II (см. рис. 29, б). Решая уравнение (18)
при у=2яг (где r=const), hXtV=hA и граничных условиях: р =
= Ри при х=0, р = 0 при х=/д, определим сопротивление дрос-
селя при соосном расположении наружного и внутреннего ци-
линдров дросселя 7?д=6т]/д/(лг/г3д).
Если поверхность одного из цилиндров конусообразна
(штриховые линии на рис. 29, б), то при тех же граничных ус-
ловиях и Лл=Л|д+х(/г2д—hln)/1Л сопротивление дросселя
/?д=Зт;/Д (А 1 д + /г2д)/( лгйиЛВд).
Конусообразная поверхность дросселя по сравнению с ци-
линдрической обеспечивает больший диапазон изменения сопро-
тивления при осевом смещении плунжера. При установке ци-
линдров с эксцентриситетом сопротивление дросселя определя-
ют, учитывая текущий зазор hy=hn,—е cos ср (е — эксцентриси-
тет) и уравнение (18) при у=гср и
/?д=12т]/д/ (Лд — е cos <f>)34<f>
59
Tun I
Tun И
Рис. 30. Щелевые дроссели с концентрической (/) и эксцентрической (II)
щелью
Сопротивление дросселя с периметром истечения, опреде-
ляемым углом 2л,
Яд= 12т^д/[(2 лАд + Зл/где2) г].
При изменении е от максимального значения до минималь-
ного сопротивление истечения меняется в 2,5 раза. Примером
применения дросселя этого типа служит подшипник с внутрен-
ним дросселированием (рис. 29, е), содержащий приемные 1 ...
4 и несущие Г ...4' карманы. Каждый приемный карман соеди-
нен с диаметрально противоположным несущим карманом.
Масло подается в кольцевую проточку 5 подшипника и через
зазор поступает в приемные карманы 1...4. Кольцевой зазор
на угле ср каждого приемного кармана служит щелевым дрос-
селем для несущих карманов. Величина щели h устанавлива-
ется автоматически при включении насоса, что обеспечивает
простоту наладки. При смещении вала в радиальном направ-
лении высота щели будет разной у разных карманов. При этом
происходит большее изменение давления масла в несущих кар-
манах, чем в случае применения дросселей с постоянным со-
противлением, и несущая способность, а также жесткость мас-
ляного слоя (до величины смещения вала, равного половине
зазора в подшипнике) возрастают.
Дроссель типа 111 (см. рис. 29, в). Блоки, в которых с высо-
кой точностью обеспечивается равенство сопротивлений всех
дросселей, показаны на рис. 30. Дросселирующими элементами
служат кольцевые щели, образованные отверстием корпуса 1 и
проточками с диаметром di в плинжере 2, выполненными кон-
60
центрически (рис. 30, тип I) или эксцентрически (рис. 30, тип
II) относительно центрирующих поверхностей с диаметром с?д.
Подвод масла осуществляется по магистрали 3, а отвод —
по магистралям 4... 6. Изменение конфигурации щели при по-
вороте плунжера 2 (рис. 30, тип II), а также изменение длины
дросселирования (рис. 30, тип I) приводят к изменению сопро-
тивления всех дросселей блока одновременно.
Решая уравнение (18) при x=rq>, у=Вя, hXtV—hR и гранич-
ных условиях: р=рн при х=гф=0, р=0 при х=гф=л, а так-
же учитывая, что истечение масла происходит с двух сторон
плунжера, определим максимальное сопротивление дросселя
при ф = Л.
/?д= 6лгт]/(ВдАд),
а при ф=#л текущее сопротивление
У = 6<f>v (2л — ср)/(лВдАд).
Минимальное сопротивление дросселей (при ф=0) равно
нулю. Решая уравнение (18) при текущем значении зазора
1гФ=/гд(1 — есоэф), x—rv и у=Вя, получим, что давление мас-
ла в щели
ЪСгу [ е sin у 1
Лд — е2 ‘ (Ая — г-cos <р)2 /гд—е2
1 /—2--- ?
х LP,
Лд —ecos<? У Ад —[е2 кя — е
где hA—(d^—rfi)/2; г=с?д/2; е=е/гд; г] — динамическая вяз-
кость масла.
Произвольные постоянные С и D определяют при граничных
условиях (см. рис. 30, тип II): ф = ф1, р=Рн, ф=ф2 и р=0, где
Ф1 — угол между местом подвода масла и плоскостью, в кото-
рой высота щели минимальна. Коэффициент С, определяемый
из предыдущего уравнения, численно равен расходу через дрос-
сель. Максимальное сопротивление дросселей (рис. 30, тип II)
при ф1 = 0 и 2л, т. е. когда эксцентриситет лежит в плоскости
точек подвода и отвода масла:
Яд-Злт) (2А? + е2)г/[Вд (^-е2)5/2].
Минимальное сопротивление при ф1 = л/2
4" ^?г)>
где 7?i и В г— сопротивления истечению соответственно из пра-
вой и левой полости дросселя:
61
7?1=12т]г
1
h\- ei
Vh^
arctg
e?
hK — e
| ^2)];
A*2— 12т]г )л/г2(2/гд-|-е2) — <2(^1 — л2)3/2 — Лд j/"Л2 — e2 X
2(^ + <*)
V*2-*2
arctg —— 1 / [ВЛН2 (4 — e2)5/2].
^д-е JJ /
График изменения безразмерного сопротивления /?* =
— RpJRo (Ro — сопротивление дросселя при ф2=180°) в зави-
симости от положения дросселирующих поверхностей приведен
на рис. 31, а. Изменение R* в зависимости от эксцентриситета
и его положения относительно точек отвода и подвода масла,
определяемое углом <р, показано на рис. 31,6.
Для обеспечения равенства сопротивлений всех дросселей
в блоке с погрешностью, не превышающей ±2,5% от расчет-
ной величины, различие диаметров d\ (см. рис. 30) не должно
превышать (0,025—0,03)Лд, а отклонение от соосности поверх-
ностей диаметром d\—0,05/гд (табл. 6).
Примеры применения многопоточных встроенных в опору
дросселей типа III приведены на рис. 32. Конструкции, пока-
Рис. 31. Изменение безразмерного сопротивления R* дросселей
62
6. Параметры автономных дросселей, применяемых в тяжелых станках
Тип дросселя (рис. 30) ЛД е Число потоков Па • с/м3, при i]^ 100 мПа • с
мм максималь- ное мини- мальное
Тип II 50 10 0,3 0,13 8 31210+9 156-10'9
Тип I 100 10 0,27 0 2 480-1049 0
100 10 0,2 0 4 120 10+10 0
занные на рис. 32, а, б, имеют следующие особенности: в пер-
вой из них кольцевые дроссельные каналы выполнены на на-
ружной поверхности втулки подшипника и регулирование со-
противлений не предусмотрено; во второй — сопротивления
четырех дросселей, определяемые углом ср, изменяются синх-
ронно при повороте втулки 1. При значительной длине дроссе-
лирования можно назначать большую высоту щели /гЛ.
Схема щелевого дросселя со шпинделем диаметром 170 мм
приведена на рис. 32, в. Дроссель образован прямоугольными
канавками 1, прошлифованными в проставочных кольцах 2.
Требуемое сопротивление дросселя подбирают изменением чис-
ла колец. Дроссель устанавливают во втулке 3 подшипника.
Конструктивные параметры дросселей (см. рис. 30) назна-
чают, исходя из минимально допустимой высоты щели
^0,15 мм в дросселях при сохранении ламинарного потока
(число Рейнольдса Ре = фр/[2Вдт]] 1000, где р — плотность
масла, кг/м3). При /гд>0,2 мм засорение наступает крайне ред-
ко. Так как засорение щели происходит преимущественно на
входе масла в проточки дросселей, целесообразно увеличить
размер d2 (см. рис. 30, тип I) до максимально возможной ве-
личины (</2 = 0,8Вд) и обеспечить его плавное сопряжение с
цилиндрической поверхностью проточки (предусмотреть фаску
и т. п.).
Дроссели применяют в шпиндельных опорах станков с диа-
метром шпинделей до 1,4 м для смазывания круговых направ-
ляющих с диаметром до 10 м. Общим недостатком щелевых
дросселей является возможность засорения (за исключением
щелей, образованных подвижными поверхностями). Поэтому
необходимо предусмотреть тщательную фильтрацию масла и
периодически контролировать давления в карманах.
63
Рис. 32. Схемы встроенных в опору щелевых дросселей:
а — нерегулируемых; б — регулируемых; в — с щелью в форме плоских каиавок
ПОВЫШЕНИЕ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ
РАЗОМКНУТЫХ ОПОР С СИСТЕМАМИ ПИТАНИЯ
НАСОС-КАРМАН И ДРОССЕЛЬНОЙ
На рис. 33, а приведена дроссельная система питания, ко-
торая позволяет получить два давления рв и pHi нагнетания,
отличающиеся примерно в 2 раза и поддерживаемые при помо-
щи клапанов У и 2. В зависимости от нагрузки кран 3 уста-
навливается в соответствующее положение.
64
о)
Рис. 33. Схемы систем смазы-
вания, обеспечивающих повы-
шение несущей способности при
дроссельной (а) и комбиниро-
ванной (б) системах питания
Комбинированная система питания (дроссельная и насос-
карман). На рис. 33, б приведена схема системы питания кру-
говых направляющих уникального токарно-карусельного стан-
ка КУ466 с диаметром обрабатываемых деталей 22 000 мм,
имеющего на планшайбе диаметром 10 м две кольцевые на-
правляющие. На внешней направляющей 1 предусмотрено
»нар=30, а на внутренней 3 iBH=18 карманов. Масло подается
в карманы через щелевые дроссели 2 (восемь блоков по шесть
потоков в каждом, см. рис. 30, тип I, е=0). В зависимости от
нагрузки, а следовательно, от давления pi в карманах в рабо-
ту включается при помощи реле давления pDl ...pD3 один, два
или три насоса /71... Я3 производительностью 200 л/мин каж-
дый.
Реле pDl настроено на минимально допустимое давление
Рнтш=0,8 МПа; pD2 и pD3 — на давление рн, соответствующее
средней Рд.ср и максимальной рптах нагрузкам на планшайбу.
Вначале включается насос Hi и в системе устанавливается дав-
ление Рн, соответствующее нагрузке на планшайбу. Если дав-
ление РпСРн.ср, то работает только один насос, в противном
случае включается насос Нг. Если Рп>Рнтах, то включается
третий насос и расход, равный 600 л/мин, подается одновре-
менно под направляющие. Таким образом, при центральной на-
грузке система питания может обеспечить высокую несущую
способность, так как при увеличении нагрузки увеличивается
и расход через направляющие.
Расход масла через направляющие при одинаковых зазорах Ai и /г2, т. е.
при отсутствии деформации планшайбы:
О — I --------—-------I-1 ------—-----
V —«нар р.п ч-'вн п , п
Ад “Г Анар АД Авн
(19)
3—920
65
где /?д — сопротивление каждого дросселя; 7?вар и /?ьн— сопротивление кар-
манов на наружной и внутренней направляющих.
Принимая /?Нар=/?вн=7?1, учитывая, что сопротивление /?1 определяется
#1=Р1 (1вар+1вн)/<2, и выражая pi через внешнюю нагрузку F на планшайбу
Р1=/?/[(»вар+«вв)5эф], из уравнения (19) имеем
Р» =
Q
*нар 4” ^вн
+
F \
т. е. рн при постоянных /?д и Q зависит только от нагрузки на планшайбу.
Независимо от характера распределения нагрузки между направляющими
рн при включении одного насоса устанавливается примерно постоянной (дав-
ление насоса зависит от нагрузки на направляющие, а не от ее распределения
по каждой из них).
Ниже приведены экспериментальные данные, характеризую-
щие эффективность описанной системы питания при испытании
станка с диаметром планшайбы 10 м:
Нагрузка, кН.....................
Толщина масляной пленки в направ-
ляющих, мкм . ... » ... .
Число работающих насосов . . . .
1000 2500 4150 6070
130 106 115 92
1,1 2 3
При изменении нагрузки в 6 раз толщина масляной пленки
уменьшается на 40%. Нагрузка может быть увеличена допол-
нительно по меньшей мере еще в 2 раза. Недостатком системы
является меньшая жесткость масляного слоя при перекосе
планшайбы, чем при системе насос-карман, а также необходи-
мость поддерживать температуру масла в узких пределах, по-
скольку от нее зависит вязкость масла и давление в напорной
магистрали.
Система питания насос-карман с регулируемой производи-
тельностью насосов. При большой нагрузке на опоры и их де-
формациях необходимо стабилизировать толщину масляной
пленки или обеспечить ее увеличение с ростом нагрузки. Тол-
щина масляного слоя в гидростатической опоре
A = (A0Q/a)i/3.
Из этого уравнения следует, что для стабилизации толщины
масляного слоя при любой нагрузке расход Q необходимо из-
менять пропорционально давлению pi (при &o=const).
Если направляющие деформированы, то в различных сечениях по их длине
толщина масляного слоя различна: при одинаковом расходе масла через кар-
маны ее среднее значение
Лср = 2 Лэ// = (й0<?)1/3Л4//,
й=1
где Лэ — эквивалентная толщина масляного слоя, вычисленная для каждого
кармана по значениям давления и расхода масла (реальная толщина масля-
66
кого слоя изменяется по длине кармана, a /i3 = const); i — число карманов;
i
= 2 (1/А)1/3.
й=1
Для сохранения постоянной средней толщины масляного слоя (/icp = &c0nst
требуется выполнение равенства Q=ish.3COnstM~3/k0, т. е. необходимо получить
сложную зависимость расхода от давления. Если же в качестве управляющего
сигнала для изменения расхода масла использовать среднее значение давле-
ния в карманах рСр = (Р1+Р2+ — +р«)Л, то толщина йср.д масляного слоя, об-
разующаяся при деформации направляющих, будет зависеть также от вели-
чины последней. При этом Acp.B/ACOnst = PcpI/3Al/i.
Ниже приведены результаты расчета отношения Аср.д/Aconst при различном
характере деформации планшайбы и основания. Принято, что на поверхности
направляющей образовалось два периода деформации; характер деформации
синусоидальный; данные получены при /1осн=0,25Л, где ЛОсн— двойная ампли-
туда деформаций основания; /гпл — то же, планшайбы; ртах и pmin— макси-
мальное и минимальное давление в кармане).
I ...........................................
hnx/h........................................
Ртах/ Pmin ... ....................
/lcp .д/^const...............................
6 12
0,75 0,25 0,5 0,25
8,13 2,9 13 4,6
1,19 1,05 1,19 1,06
С увеличением деформации направляющих значение /1сР.д возрастает, что
не только допустимо, но и желательно в условиях деформации базовых де-
талей.
В системе гидростатического смазывания круговых направ-
ляющих (рис. 34) используется принцип управления расходом
масла по среднему значению давления. В каждой из восьми кар-
манов основания масло
подается от многопоточ-
ного насоса 6. Для конт-
роля давления служат
датчики 1 и 7. Система со-
держит блок 3 управле-
ния с суммирующим уст-
ройством 2, двигатель 5
постоянного тока и тахо-
генератор 4.
При помощи датчиков
1 и 7 величина давления
масла в карманах преоб-
разуется в электрические
сигналы, суммирующиеся
устройством 2, сигнал ко-
торого, характеризующий
величину нагрузки на на-
правляющие, поступает
на один из входов усили-
теля, а на второй вход
Рис. 34. Система питания кру-
говых направляющих с регу-
лированием толщины масляной
пленки
3*
67
(инверсный) подается сигнал от тахогенератора. При включении
системы смазывания частота вращения двигателя (а следова-
тельно, и подача каждого насоса) устанавливается пропорцио-
нальной суммарному сигналу датчиков давления.
Для точного определения среднего значения давления в кар-
манах число N датчиков давления должно быть равно числу
карманов, что при большом числе последних получить практиче-
ски невозможно. Однако, как показали эксперименты, распреде-
ление давления между карманами круговых направляющих но-
сит закономерный характер, и это можно использовать для вы-
числения рср по результатам измерения давления в небольшом
числе карманов.
В спектре погрешностей нагруженных направляющих план-
шайбы и основания в результате деформаций доминирующей
является низкочастотная составляющая, имеющая вид периоди-
ческой кривой (см. рис. 55). Число периодов на развернутой
длине окружности направляющих определяется конструктивны-
ми особенностями станка и способом установки заготовки на
планшайбе. Часто на поверхностях направляющих планшайбы
диаметром до 10 м образуется две волны деформаций (при уста-
новке детали на трех кулачках могут возникнуть три волны), а
на основании две—четыре волны деформации.
Указанный характер деформации базовых деталей позволяет
с достаточно высокой точностью определять среднее давление
при помощи трех или четырех датчиков, равномерно располо-
женных по длине направляющей при числе карманов до 24 и
более.
В табл. 7 указаны погрешности АЛ (в % к Л) установления
толщины масляной пленки при ограниченном числе датчиков и
различных условиях. Выбрав соответствующее число датчиков,
можно обеспечить высокую точность определения толщины мас-
ляной пленки при различном характере и величине погрешностей
направляющих. Учитывая преобладающее сочетание погрешно-
стей в виде двух волн деформаций на планшайбе и двух — че-
тырех на основании, т. е. п=2, т=2..А, можно сделать вывод
о весьма точном определении толщины масляной пленки даже
при больших деформациях. Для уменьшения вероятности воз-
никновения погрешностей при другом их характере (например,
при п=3. ..4) рекомендуется выбирать число N датчиков по
приведенным ниже данным:
i............... 6 8 * 12 12 16* 18 24 24
N............... 3 4 3 4 ** 4 з з** 4
q*** . . . 1;3; 1; 3; 1 ; 5; 1; 4; 1; 5; 1; 7; 1; 9; 1; 7;
5 5; 7 9 7; 10 9; 13 13 17 13; 19
* Не рекомендуется; ** предпочтительный вариант; ***q— номера кар-
манов, к которым подключают датчики.
68
7. Погрешность установления толщины масляной пленки в зависимости
от характера деформаций деталей при различном числе датчиков
Характер деформаций базовой детали Погрешность АЛ установления толщины масляного слоя, %
1 = 6 i=12 1>16 г-24
п т №=2 ^ = 3 Л^—4 Nf=2 Д7 = 4 Л^ = 2 лг = 3 W = 4
2 1 0 3 2 0.6 2,3 1 4,6 4,4 1,4 0
0 2 3,6 2,7 4,5 3,8 0 0
2 2 0 2 3 2 1 1 1 2,9 1
5 3,5 5,8 3,5 3 3 1,3 6,1 1,3
2 3 6,8 1,8 0 1 2,5 1,6 2,4 0 1,6 3
6,8 4,9 0 2,5 5,3 3,3 4,5 0
2 4 0 0,6 0,2 0,2 0 0 1,4 1,7 1,1
0 2,8 1,3 2,8 0 0 5,4 3,3 5,2
4 1 — 23 5,3 19 20,5 17 — — —
51 11 42 47 36
1 2 — 19 0 19 17 17 13,6 1,6 12,3 26,7
42 0 42 35 37 26,7 3,5
4 3 — 17,5 0 19 15 17 10,2 0 12,5
38 0 42 31,7 31,7 20,8 0 26,3
4 4 — __ — 0 0 0 13,1 2,9 13,1
0 0 27,5 4,7 27
Примечание. В числителе данные при ftnJI = l<ocn = 0,2.5/i; в знаменате-
ле при йпл=0,5/г и ftOcH = 0,25/i.
В отдельных станках можно практически полностью исклю-
чить влияние деформаций базовых деталей и ограниченного чис-
ла датчиков на погрешность A/i определения толщины масляной
пленки. Для этого необходимо в качестве управляющего сигнала
69
N=6
1706
1068
180
SO
270 у,граду с
Рис. 35. Изменение частоты п вращения
электродвигателя привода насосов за обо-
рот ср планшайбы диаметром 4 м с раз-
личным числом датчиков N при нагрузке
Г=1240 кН
использовать усредненное
давление с датчиков за
один полный оборот план-
шайбы (усредненное дав-
ление получают интегри-
рованием кривой измене-
ния давления). Это отно-
сится, например, к токар-
но-карусельным станкам,
в которых предусмотрена
большая (свыше 10 мин-1)
частота вращения план-
шайбы, а время установ-
ления расчетной толщины
пленки (за один оборот
планшайбы) невелико.
Экспериментальные ис-
следования проводили на
станках с диаметром
планшайбы D пл — 1,6 И
4м и числом карманов
1=6 и 12 соответственно
при 2V= 1... 4. Диапазон
нагрузок D (отношение
максимальной нагрузки к
массе планшайбы) для
планшайбы диаметром
1,6 м превышал 10, а для
планшайбы диаметром
4 м D=7, что в 1,5... 2 раза больше, чем при системе питания
насос-карман. Характер изменения толщины масляной пленки
соответствовал теоретически установленному. При увеличении
нагрузки и деформации базовых деталей значение h несколько
возрастало. Максимальное отклонение h от заданной (постоян-
ной) величины составляло 5,3% при £>=10.
При использовании трех или четырех датчиков (Л/=3, 4) да-
же при большой неравномерности распределения нагрузки по
карманам переменная составляющая среднего давления сущест-
венно уменьшается по сравнению с изменением давления в од-
ном кармане (при /V=l). Это выражается в том, что колебания
частоты вращения п (пропорциональной давлению) электродви-
гателя привода насосов снижаются (рис. 35).
Для определения влияния регулирования h на точность рабо-
ты системы смазывания записывали торцовое биение планшайбы
с использованием системы автоматического регулирования h и
без нее (при постоянном Q). Испытания показали, что в обоих
случаях торцовое биение практически одинаково. Для повыше-
70
ния надежности системы смазывания целесообразно после уста-
новления заданной толщины масляной пленки отключать систе-
му автоматического регулирования.
Система автоматического регулирования позволяет выпол-
нять ряд дополнительных диагностических функций. Например,
колебание рср более чем в 2 раза, а также колебание давления в
одном датчике более чем в 4 раза сигнализируют о ненормаль-
ной работе (неправильное закрепление или установка детали
и т. п.). При небольших опрокидывающих моментах описанный
принцип регулирования толщины масляной пленки может при-
меняться и при дроссельной системе питания (например, путем
изменения давления насоса в зависимости от среднего давления
в карманах).
Испытания системы на станке 1К540Ф1 с диаметром заготов-
ки 8 м показали, что несущая способность направляющих воз-
растает многократно. При диаметре планшайбы 4 м масса уста-
новленной на нее заготовки достигала 180 т и может быть еще
больше. Средняя толщина масляной пленки изменялась на всем
диапазоне нагрузок около 30%, что связано с ограничением рас-
хода насосов. По своим техническим параметрам эта система
является наиболее совершенной для круговых направляющих
уникальных станков, так как позволяет компенсировать дефор-
мацию, изменять толщину пленки по заданному закону и обеспе-
чивает совершенную диагностику состояния направляющих.
Упрощенной схемой описанной системы является ступенча-
тое изменение производительности насосов, например, за счет
применения двухскоростных (или многоскоростных) электродви-
гателей— приводов насосов. В этом случае в качестве датчиков
могут применяться реле давления, настроенные на давление, со-
ответствующее примерно половине максимальной нагрузки (при
двухскоростном двигателе). При включении любого реле давле-
ния происходит переключение приводов насосов на более высо-
кую частоту вращения.
РЕГУЛЯТОРЫ ДЛЯ РАЗОМКНУТЫХ ОПОР
Такие системы применяют для уменьшения колебания тол-
щины масляной пленки при изменении нагрузки. Наиболее рас-
пространены регуляторы с обратной связью по давлению в опо-
ре. Принцип действия такого регулятора основан на том, что с
повышением давления в кармане (нагрузки) изменяется его со-
противление за счет деформации упругого элемента или переме-
щения дросселя.
В качестве упругого элемента в регуляторе (рис. 36, а) ис-
пользована плоская мембрана 1. Величина щели йр зависит от
давления р> (нагрузки F) в кармане. Конструктивное исполнение
мембранного регулятора показано на рис. 36, б. Мембрана 3 и
71
7
Рис. 36. Схема регуляторов для разомкнутых опор:
а, б — мембранных; в ... д - золотникового типа
72
пластина 4 образуют дроссельный зазор Лр. Масло под постоян-
ным давлением рн подается в регулятор и через отверстие в мем-
бране 3 поступает в дроссельный зазор.
При увеличении давления pi в кармане 7 мембрана деформи-
руется и изменяет сопротивление регулятора. Начальное поло-
жение мембраны, определяющее толщину пленки в опоре, имеет
место при равенстве усилий в полостях 2 и 5 и регулируется
дросселем 1. Для исключения колебаний мембраны при резком
изменении нагрузки на опору между торцом мембраны и корпу-
сом предусмотрен зазор //1 = 0,025 мм. Для тонкой настройки
сопротивления используют винт 6.
Регулятор, используемый в опорах планшайбы карусельного
станка фирмы «Фаррел» (США) диаметром 8 м, приведен на
рис. 36, в. В корпусе 3 установлен золотник 4 с клинообразной
канавкой И, в которую смазка подается от насоса по каналу 8.
С одной стороны золотник 4 нагружен пружиной 6, усилие кото-
рой регулируется винтом 7, а с другой — давлением, пропорцио-
нальным давлению в несущем кармане 9. Каналы 2 и 5 служат
для сбора утечек масла. Номинальная толщина масляного слоя
в опоре регулируется игольчатыми клапанами 1 и 10. При уве-
личении нагрузки на опору возрастает усилие, действующее на
нижний торец золотника, что приводит к его смещению и увели-
чению расхода масла через опору.
На рис. 36, г приведена схема регулятора золотникового типа
с постоянным перепадом давления на дросселе 1 (применен в
зубошевинговальном станке с диаметром обработки до 2 м). Для
создания постоянной толщины масляной пленки в направляю-
щих должно быть выдержано соотношение рн/щ = const,
что обеспечивается за счет разности площадей F\ и Fi
дифференциального поршня 2 с дросселирующей винтовой ка-
навкой.
На рис. 36, д приведена схема регулятора золотникового типа.
Золотник 2 управления находится в положении равновесия, пока
равны давления в правой и левой его полостях. При увеличении
нагрузки на опору толщина масляной пленки уменьшается, дав-
ление в измерительной магистрали 3 возрастает, что приводит к
смещению золотника влево, при этом проходная щель золотни-
ка увеличивается и толщина масляной пленки восстанавливает-
ся. Регулирование толщины масляной пленки производится дрос-
селем 1.
Недостатком рассмотренных регуляторов является необходи-
мость регулировать сопротивление каждого из них для обеспече-
ния равенства расхода. При большом изменении давлений в кар-
манах расходы через отдельные регуляторы не одинаковы, так
как настройка проводилась при конкретном давлении. Кроме
того, регуляторы щелевого типа склонны к засорению, большин-
ство регуляторов обладает низким собственным демпфирова-
73
нием, что отрицательно
сказывается на динамиче-
ском состоянии опор.
Схема многопоточного
регулятора для круговых
направляющих конструк-
ции ЭНИМС, обеспечи-
вающего высокую угло-
вую жесткость масляного
слоя, приведена на рис.
37. Он состоит из корпуса
1, заслонки 2 с плоским
торцом, выполненной в
виде диска 3 на упругой
ножке. В основании 4
выполнены сопла 5 с ка-
навками для подвода мас-
ла к несущим карманам 7
круговых направляющих,
Требуемый зазор /гр меж-
ду торцами заслонки и сопл обеспечивают установкой прокладки
6. Масло от насосной установки вводят под давлением ра в поло-
сти регулятора. Дросселируясь в щелях сопл, оно поступает в
карманы направляющих и поднимает планшайбу на величину
h. При действии на планшайбу только центральной нагрузки
(МОпр=0) в карманах устанавливается одинаковое давление.
В этом случае регулятор работает как обычная дроссельная си-
стема с капиллярными дросселями. При эксцентрической на-
грузке (Мопр=#0) возникает перекос планшайбы и зазор h\ ста-
новится меньше зазора Л2. Это вызывает перераспределение дав-
лений в несущих карманах и соединенных с ними соплах регу-
лятора. Заслонка 2, деформируя упругую ножку, поворачива-
ется относительно плоскости торцов сопл так, что зазор /гр2 уве-
личивается, а зазор /гР1 уменьшается. Гидравлическое сопротив-
ление в дросселирующих щелях регулятора, соединенных с бо-
лее нагруженными карманами, уменьшается, а в щелях, соеди-
ненных с менее нагруженными карманами, — возрастает. Изме-
нение расхода масла при этом приводит к выравниванию зазоров
в несущих опорах и к восстановлению первоначального положе-
ния планшайбы. При вращении планшайбы с эксцентрически
установленной заготовкой заслонка регулятора совершает слож-
ное пространственное движение, имитирующее траекторию дви-
жения планшайбы, но со сдвигом по фазе на 180°.
Система применена на токарно-карусельном станке
1С528МД4 с диаметром планшайбы 2,8 м. Жесткость масляно-
го слоя (при центральной нагрузке) С = 9 кН/мкм. Перекос
планшайбы при нагрузке 150 кН над направляющими 20 мкм.
74
Рис. 38. Схема многопоточного регулятора с упругим кольцом
Эффективность регулятора обеспечивается только при больших
опрокидывающих моментах. При центральной нагрузке регуля-
тор работает либо как дроссель (при постоянном давлении на
входе), либо как делитель расхода, если регулятор присоеди-
нен к насосу.
Ниже показана конструкция многопоточного регулятора, в
котором исключены недостатки описанных регуляторов: не тре-
буется регулирование сопротивлений каждого потока; высота
дросселирующей щели равна 0,5.. .0,75 мм (вместо 0,1...0,15 мм
у рассмотренных выше) и засорение исключается; обеспечива-
ется большое собственное демпфирование регулятора.
В корпусе 1 такого регулятора (рис. 38) размещено упругое
кольцо 2, выполненное из пружинной стали с радиальной про-
резью 5. Самопроизвольный поворот кольца ограничен упором
4. Кольцо опирается на упор 6 так, что между его наружной по-
верхностью и отверстием корпуса* образуется щель (зазор) высо-
той hp= (d—c?i)/2=0,5.. .1 мм, определяющая сопротивление ис-
течению. Большая высота щели (особенно на входе масла) и
значительная жесткость упругого кольца уменьшают влияние
посторонних частиц на работоспособность регулятора и обеспе-
чивают его высокую надежность.
Кольцо 2 свободно деформируется в пределах щели, так как
по его торцам (по размеру Вр) предусмотрен зазор 10—15 мкм.
Масло под давлением рн подается к регулятору и, дросселируясь
75
в щели, подводится к карману 7 направляющей. Под действием
давления р2 во внутренней полости 3 и давления в клинообраз-
ной щели кольцо деформируется, вследствие чего изменяется
сопротивление регулятора.
Определение деформации кольца. Установим закон распреде-
ления давления в дросселирующей щели. Изменение конфигура-
ции щели нижнего полукольца принимаем таким же, как при
его смещении, т. е. изменение формы при деформации не учиты-
ваем. Текущий зазор /гф=/1р+есоз>ф.
Закон распределения давления в щели и направлении исте-
чения установим исходя из уравнения (18). Принимая во внима-
ние граничные условия (р=рн при ф=л/2; р=0 при ф=л), на-
ходим
р=С [ -------------ЬС0, где С=12пС1/5р; С^-^’-— ;
J Лр(1 +ecos?)3 1 °’ ₽ 1 12т)Гду
e=e/ip (Ci —численно равно расходу через регулятор при ф =
= л/2. ..л); Со — произвольная постоянная.
После преобразования имеем
1 е sin у (ftp — е2)3/2
/?2| (Лр + е cos ?)2
ЗЛре sin у
Zip + е cos tp
йр Vh2p - е2
2(2Лр+е2) t Vh*-e2
arctg-------------Р----
V Л2 — е2 hp + е
2 (2ft~ + е2)
arctg
-е(Л2- e2)3/2-rt/r2(2/r2 + e2)
Изменение давления в дросселирующей щели при различных
значениях относительного эксцентриситета s = elh9 приведено
на рис. 39, а. Равнодействующая давлений нижнего полукольца
It
Fp= 2гВр р cos <fd^—kprBp. Значения коэффициента ftp при
С2
г— 1 см, рп=0,1 МПа, ВР=1 см и давлении в кармане 7 pi = 0
(см. рис. 38) приведены ниже:
е..........О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
/гр........ 0,73 0,78 0,84 0,91 0,99 1,08 1,18 1,29 1,43 1,61
Сопротивление регулятора на участках от ср=О до ф=
= л/2(7?,) и от <р = л/2 до ф = л(7?2) соответственно (без учета
деформации кольца на первом участке): Р1 = 3цг/(ВРЛР3) н R,=
=P2l(2Cl)-,
76
Рис. 39. Изменение давления в дросселирующей щели (а) и сопротивление
регулятора (б) в зависимости от деформации кольца
/?2 = 37]Г j-----2
I "р
1
Лр-Й2
у ftp + в
—ЗеД
где r=d!2.
Общее сопротивление истечению Т?Общ=Т?1 + ^2. График, по-
строенный в соответствии с этим выражением, приведен на рис.
39, б, ГДе 7^* =/^общ(б=у0)/7?общ(е=0)»
Деформация кольца обусловлена давлением ра и р2, дейст-
вующим соответственно на наружную (радиусом и) и внутрен-
нюю (радиусом г2) поверхности кольца; силой рг, действующей
в прорези кольца; реакцией рр, равной разности сил, действую-
щих на верхнюю и нижнюю половины кольца.
Деформацию бв кольца определяем способом единичной на-
грузки. Принимая р2=Рп (различие между ними не превышает
15% при разных значениях давления щ в кармане) и суммируя
составляющие деформации, и приняв e = 8B/hp, получим:
1) если г2—г3^0,4 мм (г2=(72/2),
_ 2 > 1 (Рн - Р1) ДрГуГер — 0 35Рн/У1%р
EI + 0>7(Рн Pi) г1гср5р/Ар
(21)
где гср= (ri + г2)/2"; Е — модуль упругости материала разрезного
кольца; I=Bp(rt—г2)3/12— момент инерции поперечного сече-
ния упругого кольца;
2) если г2—гз^ОД.. .0,2 мм,
е\ ~ е/2 Д-1,57 (г2 — г3) (1 — pjpn). (22)
77
Рис. 40. Изменение толщины масляной пленки в столах диаметром 1,6 м (а)
и 4 м (б) при системах питания насос-карман (кривая 1) и с регуляторами
(кривая 2}
Максимальный расход Qmax=O,O7pH/#o, где Ro— расчетное
сопротивление регулятора при концентричной щели (е=0).
На рис. 40 приведены экспериментальные кривые изменения
толщины масляной пленки в круговых направляющих столов
диаметром 1,6 м и 4 м при применении регулятора и системы на-
сос-карман (Q = const). При применении регуляторов жесткость
масляного слоя выше.
Выводы. 1. Оптимальные условия работы регулятора вы-
полняются при етах=0,7.. .0,75 (етах соответствует pimin). При
Smax>0,75 в некотором диапазоне изменения т имеет место от-
рицательная податливость (опора смещается на нагрузку); при
етах<0,75 толщина масляной пленки уменьшается с ростом на-
грузки.
2. При 10-кратном изменении нагрузки на опору колебания
толщины масляной пленки не превышают 30, а при пятикрат-
ном — 10%.
Динамические характеристики регулятора. Выбором разме-
ров регулятора можно влиять на характер переходного процес-
са, который в большинстве случаев может быть монотонным при
достаточно высоком быстродействии. При этом полоса пропуска-
ния fn= 1/(т2л), где %—bnlR — постоянная времени регулятора;
Ьл — коэффициент демпфирования;
Л'=С-0,7Врг1(рн'-А)/Ар, (23)
где С=ВР(Г]—г2)3£7(6лг3ср) •—упругая жесткость кольца; вто-
рой член в правой части выражения (23) характеризует гид-
равлическую жесткость регулятора.
Схема для определения коэффициента демпфирования приве-
дена на рис. 41, а. При движении нижнего полукольца вниз со
скоростью d^'h9)ldt (где s' — относительный эксцентриситет,
обусловленный динамической деформацией) масло выдавливает-
ся из зазора, и этот его объем фф вытекает через щель высотой
78
Рис. 41. Динамические характеристики регулятора:
а — схема для определения демпфирования; б — изменение коэффицента демпфирования;
в — переходный процесс кольца регулятора (/ — изменение давления; 2 — реакция коль-
ца); г — торцовое биение планшбайбы диаметром 1,6 м при эксцентричной нагрузке (кри-
вая 1 — при системе питания с регуляторами, кривая 2— при системе насос-карман)
(в любом сечении) йф. Таким образом,
Qv = В9 —(^Ар) г1 sin <? = (24)
где йф=Ар(1—ecosqp); е=ео + е'; ео — первоначальная статиче-
ская деформация кольца: скорость масла в щели иф—
= йФ2/(12т]г1) (—dpldq).
Из выражения (24) с учетом граничных условий (р=0 при
Ф=л/2) находим давление масла в щели регулятора (полагая
при этом, что масло вытекает при выдавливании только в на-
правлении расширяющейся щели):
rf(s'Ap)i]rf г 1 -I
Р = О ---- -------------1 •
dt Лрв L (1 — е cos <р)2 J
Равнодействующая давлений, действующих на упругое коль-
я/2
цо, P=2£?pj* р?г\ cosОтсюда, считая е^>е', получаем
о
79
&д=(12Врт]п//гр) Ьл,
(25)
т 11 ii
где --------2-1 4
ео I 1 — Ео
2eg arctg [(1 + ео)/]/^ 1 — Sq]
(1-0/7^1
Характер переходного процесса зависит от коэффициента за-
тухания регулятора. Параметры регулятора целесообразно вы-
бирать так, чтобы коэффициент затухания т)з = Ьд/2 У Кт был
бы больше 1, где т— масса, участвующая в движении, равная
половине массы кольца.
В этом случае переходный процесс упругого кольца происхо-
дит без перерегулирования аналогично полученной зависимости
при т)з=5,1 (рис. 41, в), где показана реакция кольца (кривая
2) на импульс (кривая 1) давления (параметры регулятора со-
ответствуют четвертой графе табл. 8).
На рис. 41, г показаны зависимости торцового биения план-
шайбы диаметром 1,6 м от частоты ее вращения при эксцентрич-
ной нагрузке (3 кН-м). Биение планшайбы примерно вдвое
меньше, чем в системе насос-карман.
По результатам экспериментальных испытаний выделим сле-
дующие особенности регулятора.
8. Конструктивные и эксплуатационные параметры регулятора
для разомкнутых опор
Лд Г2 вр ЛР Число потоков Максималь- ное сопротив- ление Па • с/м3 Расход через регу- лятор, см3/мин Рн- МПа
Qmin Qmax
1 49,25 40,05 40 10 0,75 6 0,4-10+12 250 1200 2
2 49,5 40,05 40 10 0,5 6 1,6-10+’2 60 300 1,6
3 39,5 32,5 31,05 10 0,5 8 3-10+12 50 280 1
4 39,3 32,5 32,3 10 0,7 6 0,6-10+'2 160 800 1,6
Примечание. Расход и сопротивление даны при т] = 100 мПа-с.
80
1. Гистерезис деформации кольца не превышает 2. ..3% от
номинальной деформации.
2. Идентичность потоков в регуляторе при рабочих давлениях
обеспечивается с погрешностью не более 30%.
3. Характеристика регулятора зависит от давления рп насоса,
поэтому настройка этого давления должна проводиться с точ-
ностью не ниже ±0,1 МПа.
4. Толщину масляной пленки в пределах ±10% можно изме-
нять за счет рп без заметного ухудшения эксплуатационных ха-
рактеристик (увеличение давления приводит к уменьшению за-
зора в опоре).
5. Расход через регулятор изменяется обратно пропорцио-
нально вязкости. При изменении давления в карманах до 6 раз
изменение расхода составляет от 4 до 6 раз (в зависимости от
конструкции). Рабочий диапазон вязкости (10. ..250) мПа-с.
6. Так как в момент включения насоса работа регулятора на-
чинается с максимального зазора в нем (в исходном положении
щель в регуляторе максимальна), производительность насоса
должна быть рассчитана на максимальный расход через регуля-
тор (только в этом случае можно установить расчетное рп).
7. Выявлен эффект самоочищения регулятора. В процессе ра-
боты при засорении щели на выходе масла, где зазор минима-
лен, давление в ней растет и увеличивается величина щели, бла-
годаря чему скопление частиц грязи разрушается, что приводит
к очищению регулятора (опыты проводили при загрязнении ак-
тивированным углем и кварцевым песком). Большая номиналь-
ная величина щели (как правило, не менее 0,5 мм), а также вы-
сокая жесткость упругого кольца (толщина 10 мм) делают кон-
струкцию регулятора надежной.
Регулятор находит широкое применение в опорах круговых
направляющих расточных, зубообрабатывающих и других стан-
ков с диаметром планшайбы до 7,1 м и числом карманов до 18
(рис. 42).
Результаты испытаний двух систем питания приведены в
табл. 9. По всем показателям при применении регуляторов обес-
печиваются более высокие эксплуатационные характеристики.
Особенно важно повышение угловой жесткости и снижение де-
формаций базовых деталей окодо 2 раз (по сравнению с дрос-
сельной системой показатели выше в 5 раз и более).
Расчет регулятора сводится к определению конструктивных
параметров упругого кольца (диаметра, толщины, начальной ве-
личины щели и т. п.), при которых обеспечиваются заданные экс-
плуатационные характеристики.
При расчете целесообразно: 1) давление ри выбирать так, что-
бы при минимальной нагрузке ptmin деформация кольца достига-
ла 75% номинальной величины щели; 2) рабочее давление на-
значать в диапазоне pimin^0,lpu и р[тахС0,7рн.
81
9. Гидростатические опоры планшайб с различными системами питания
Максимальная деформация планшайбы, мкм, при нагрузке кН S ч в 0001 = =J
F = = 570
II S II
II сч II.
11
1 г= = 200 г>= = 1200
= ~ £ i 3^04 d-- ь-U. « О E Sd."*01 s S- 3 « c X g
н s lLs ii ii
Перекос планшайбы, мкм, на радиусе 1 м при нагрузке F, кН, и моменте Л4, кН - м II111S и
и е IIЙ II 5- II
II Й II § II 5- II
II й II 2 М II
ii s и S- ч s 1
II 8 II Ml s; II
Средняя жесткость С масляной пленки, кН/мкм, при изменении нагрузки от F до Fi, кН или при нагрузке F, кН f= = 1000
II § II
ng И
F = = 300
II U. ||
F= = 20 fi = = 52
СМ 1О
ю со
о
сч
26 00
LO
ю
—ч
'Ч* о
1—
Сч"
<7*3 сч
сч со
сч
ш
ю S со'
О
sf
ю ч © ш
t**"* х ’Ч
X zo со
« S
5* s
сх
сх 1Л с
о
ез К со сх о
сч
я
ч
сч
СО со
сч
со
иО
СЧ
’З* QO
QQ X
СЧ
СМ L.O
сч
Tt*
со со
82
Рис. 42. Конструкция шестипоточного регулятора
РЕГУЛЯТОРЫ ДЛЯ ЗАМКНУТЫХ ОПОР
На рис. 43, а, б приведены упругие свойства элемента 1 регу-
лятора, который деформируется при возникновении разности
давлений в карманах 2 и 3 опоры. В схеме, показанной на рис.
43, в, изменение сопротивлений регулятора происходит при сме-
щении золотника 1 вследствие разных давлений в карманах 2 и
3 опоры. Здесь, как и в регуляторах для разомкнутых опор, до-
статочно сложно обеспечить равенство расхода во всех пото-
ках, особенно при большом числе карманов. Величина щели в
регуляторах составляет несколько десятков микрометров и тре-
буется тщательная фильтрация масла.
Ниже описана конструкция многопоточного регулятора, в ко-
тором идентичность потоков выдерживается с высокой точ-
ностью и дополнительной настройки регуляторов не требуется.
Многопоточный регулятор (рис. 44) состоит из кольца 2 и кор-
пуса 1 с каналами для прохода масла и упора 5, ограничиваю-
щего перемещение кольца в вертикальном направлении. По
размеру Вр между фланцами корпуса и кольцом имеется зазор
30.. .40 мкм, позволяющий кольцу перемещаться в радиальном
направлении и практически исключающий перетечку масла по
торцовым поверхностям.
83
Рис. 43. Схемы регулято-
ров для замкнутых опор
мембранного (а, б) и зо-
лотникового (в) типа
Масло под давлением р„ подводится к входным отверстиям и
дросселируется на большой длине, поэтому высота щели /tp=
= (d2—dt)/2 может быть выполнена равной 0,2 мм и более. Пи-
тание карманов 4 и 5 замкнутых гидростатических направляю-
щих осуществляется от диаметрально противоположных поло-
стей регулятора.
Примем, что при отсутствии внешней нагрузки F на направ-
ляющие давления в карманах рх = р2. В этом случае на кольцо
2 слева и справа действуют одинаковые силы, и при концентри-
ческой дросселирующей щели оно находится в положении рав-
новесия. Тогда давление на длине дросселирования изменяется
по линейному закону, а расход масла через карманы одинаков.
С изменением нагрузки F и давления в карманах (например,
pi>/b) кольцо смещается на e—eh (где е — относительный экс-
центриситет). При этом изменяются конфигурация дросселирую-
щих щелей и характер распределения давления по длине дроссе-
84
Рис. 44. Схема (а) и конфигурация зазоров при смещении кольца (б) много-
поточного регулятора для замкнутых опор с подвижным кольцом
лирования, в результате чего кольцо занимает новое равновесное
положение. Расход масла через карман 4 увеличивается, а через
карман 5 уменьшается, благодаря чему толщина h\ масляного
слоя в основной направляющей мало изменяется при широком
диапазоне нагрузок.
Главными отличительными особенностями рассматриваемого
регулятора являются отсутствие упругих элементов, большая
высота дросселирующей щели и возможность обеспечить равен-
ство сопротивлений всем потокам без дополнительной настройки.
Расчет регулятора. Закон распределения давления в щелях регулятора
для текущего значения высоты дросселирующей щели ftlp=ftp(l±cos ср), где
знак минус — для сужающейся к началу координат щели, знак плюс — для
расширяющейся, при стационарном одномерном ламинарном течении масла.
определяется из уравнения (18) с учетом граничных условий: р = рн при <р =
= л/2; р = 0 при ср = л, где ра — давление питания.
Для сужающейся щели
3ehp sin
hp + e cos <p
•-ЦЧ+e2)
V hp — e2
4
Vh^-e*
arctg —-— - — 3e
Лр + e
85
2(2Л2 + е2) / Vh2p-e2 Al 1
— е (h2 - е2)3/2 — лЛ2 (2Л2 + е2)
Для расширяющейся щели
2 ( е sin V (hp — е2)3/2 -.г-2----Г ЗЛре sin <р
^нЛ₽ I (Лр — е cos <р)2 + Лр [ hp — е cos <f>
ял2 (2Л2 + е2) - е (л2 - е2)3'2 _ Л2 ГЛ2 _ е2 х
2(2Л2+£2) Гл2-£2
V h2-&_______hp-e J х
Г 2(2Л2+£2) Гл2-«2
X Зе + —77==— arctg-------
Лр — е
Vh2- е2
На рис. 45, а приведены графики изменения безразмерного давления р* =
= р/рн по длине дросселирующей щели регулятора при разных значениях от-
носительного эксцентриситета кольца. Сопротивление соответственно суживаю-
щейся и расширяющейся щели
Лс = 37]Г2(е/Л2 + г/а)/(аВр); (26)
Лр = Зчг2 (яЛ2Л - еа3/2 - Л2 /аг)/(Вра5''2Л2), (27)
Рис. 45. Рабочие параметры регулятора:
а — изменение безразмерного давления р*=р!рп по длине дросселирующей щели (углу <р)
в зависимости от относительного эксцентриситета £ кольца; б—изменение безразмерного
сопротивления истечению Лр*“Л0/йр в зависимости от £ для сужающейся (Лс«) и рас-
ширяющейся (Яр*) щелей
86
где a=hv'-—е2; 6 = 2/iP2-f-e2; c=h9—e;
g — 3e + (26//a) arctg (/a/c); r2 = ^2/2.
При 8=0 сопротивление регулятора Rq = Зтдлгг^Врйр/рис. 45,6).
При установке кольца с эксцентриситетом настройки еу = еуАр (рис. 44, а)
сопротивление изменяется следующим образом (здесь Ry —относительное
сопротивление регулятора при перемещении кольца в вертикальном направле-
нии) ;
е........... 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
Р*у......... 1 0,99 0,97 0,94 0,90 0,86 0,81 0,76 0,71 0,64
Изменение эксцентриситета настройки в пределах еу= (0... 0,3)йр мало
сказывается на сопротивлении регулятора. Решающее влияние на Ro оказы-
вает высота щели. Поэтому для обеспечения равенства сопротивлений всем
потокам разброс значений di у колец не должен превышать (0,025 ... 0,03)ЛР.
Усилие, действующее на кольцо при его смещении, в результате измене-
ния конфигурации щели для Pi = P2 = 0:
1С
Pc(p) = 'BP6fl .' Рс(р)С05<Р^-
к/2
(28)
где Рс и Рр — усилия, действующие на кольцо при сужении или расширении
щели; рс и рр — давления в сужающейся и расширяющейся щелях.
При решении уравнения (28) при Лр = 0,2; 0,25 и 0,3 мм установлено, что
Рс и Рр практически не зависят от выбранной высоты щели регулятора. С уче-
том этого были найдены силы р'с и P'v при единичных значениях параметроз
(р'а=1 МПа, бЛ72=1 см, В'р=1 см, Pi=P’=0).
Их значения при еу = 0 приведены ниже:
е . 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
Р'с, н . . . 73 78 84 91 99 108 118 129 143 160
Р'р, н . . . 73 68 63 59 55 53 49 46 43 36
Равнодействующая сил, приложенных к кольцу
•бр^1Рн
BpdiP'tt
Из уравнения равновесия кольца при Pi¥=P2
1,18ерн + р2 (1.27 — 0,8t)
Р1= 1,27 4- 0,38е
(29)
при р2 = 0 8=1,27 pi/(l,18pa—O,38p() и е=1 при pt = 0,7pa.
Если эксцентриситет настройки кольца отличается от нуля (еу=И=0), то
характер распределения давления и равнодействующая сил несколько изме-
няются. В этом случае кольцо 2 прижимается к упору 3 (см. рис. 44) с уси-
лием Ру=йу(й!1/2)Вррн, где ky зависит от еу. Значения йу, подсчитанные при
dJ2= 1 см, ВР=1 см, р„ = 0,1 МПа, приведены ниже
6у............. 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7
ky............. 0 0,2 1,7 3,4 5,3 7,6 11 1,6
Усилие Ру мало влияет на чувствительность регулятора, так как в точке
К (см. рис. 44) контакта кольца с упором при смещении имеет место трение
качения. При недостаточной жесткости кольца толщиной H=(di—d)/2 может
возникать деформация (в форме эллипса), которая не должна превышать
87
Рис. чб. Зависимость относительного зазора е„ в направляющих при k =
= йо7&о=1 (а), при й = 0,4 (б) и относительного зазора еш в шпиндельных
опорах (в) при нагружении от относительного эксцентриситета е кольца
(0,15 ... 0,2)Лр. Заменяя кривые изменения давления в щелях кривыми с сину-
соидальным характером распределения давления, деформацию 5 (эллипсность)
можно вычислить по формуле
S = 0,15% (^ + d) (ря - pmin)/[E (dr - rf)3], (30)
где E — модуль упругости материала кольца; ртщ — меныпее из давлений
Pi и р2.
Расчет регулятора. Уравнение равновесия подвижного узла
F = pKSCs (mi — Кт2), (31)
где "Z! = pi/pH; /w2 = P2//>H; (32)
К = S'C's/(SCs).
Обозначим &n = hilha, где h„— половина общего зазора в направляющих.
Сопротивление истечению из карманов основной и дополнительной направляю-
щих
Я = и R’ = krJ(2ha-hiY. (33)
Уравнения неразрывности потока через регулятор и направляющие
(Ря — Pl)'Rp =
(Рн — Р2) Re = ptf?a (2 — ен)3 k'. (34)
Решая уравнения (26), (27), (29), (32) и (34), определим еи, nit, т2 и
затем по выражению (31) вычисляем несущую способность направляющих.
На рис. 46 показаны кривые зависимости относительного эксцентриситета
салазок ен и шпинделя ега от относительного эксцентриситета е кольца регу-
лятора при нагружении. Кривые на рис. 46, а, б построены для направляющих,
а на рис. 46,в — для радиальной опоры с четырьмя карманами без дренажных
канавок (эксцентриситет еш равен отношению радиального смещения шпинде-
ля к толщине масляной пленки; y — R0/R, где R — сопротивление истечению из
кармана).
Жесткость масляного слоя зависит от отношения [3 = 7?0/7?, где R вычис-
ляют при ен=1. Если [3=1,5... 3, то толщина масляной пленки в направляю-
щих при изменении нагрузки в некотором диапазоне остается практически по-
стоянной. При уменьшении [3 может появиться отрицательная жесткость (пе-
ремещение направляющих навстречу нагрузке). Теоретически для е = 0 это
происходит при [3^5.
Сравнение относительного смещения направляющих под нагрузкой при при-
менении регуляторов и дросселей показало, что изменение нагрузки от 0 до
60% несущей способности практически не приводит к изменению толщины
88
масляной пленки в направляющих с регуляторами, и в то время как при дрос-
селях толщина масляной пленки изменяется в 2 раза.
Расход через полости регулятора меняется при нагружении следующим
образом: в нагружаемой полости, где давление от нагрузки растет, расход
изменяется примерно на 25%, а в разгружаемой уменьшается более чем в
5 раз. Разброс расхода отдельных потоков трехпоточного регулятора не пре-
вышал 3% при изменении нагрузки от 0 до половины максимальной. Гисте-
резис положения направляющих не превышает 1%.
Динамические характеристики регулятора для замкнутых опор. Выбором
параметров и конструктивной схемы регулятора можно влиять на характер
переходного процесса, который в большинстве случаев является монотонным
вследствие большого усилия демпфирования кольца регулятора, возникающего
при выдавливании масла из щели большой протяженности. При этом постоян-
ная времени х=Ьл!К и полоса пропускания /%= 1/(т2л), где 6Д— коэффици-
ент демпфирования, определяемый по (25); К — коэффициент гидравлической
жесткости кольца регулятора, численно равный изменению усилия, действую-
щего на кольцо при его смещении (если статическое смещение кольца равно
нулю, К= 18,5ВРГ1 (р„—р1)/(2Лр).
Принимая во внимание среднее значение демпфирования при движении
диска в обе стороны,
- arctg (1 + s)/Kl — s2 + arctg (1 — е) У1 + е'2
0 _ - —-- , —' |Т
(1 — s2) /1 — е2
Анализ АЧХ колец регулятора при различном дроссельном отношении
Р показывает, что только при р = 0,7 (чему соответствует большее значение
отрицательной жесткости масляного слоя) возникает перерегулирование; при
1,2 перерегулирование не наблюдается.
Полоса пропускания частот лежит в диапазоне 15... 30 Гц, увеличиваясь с
ростом |3 и уменьшением т]. В схеме, показанной на рис. 47, а, кольцо 1 имеет
по диаметру rf.t зазор 0,04 ... 0,05 мм, обеспечивающий повышенное демпфиро-
вание благодаря дросселированию масла через него (см. на рис. 44 зазор /гд).
Для снижения трения по торцам колец и повышения чувствительности регуля-
тора предусмотрены отверстия диаметром d3. Такая конструкция применяется
в направляющих салазок, бабок, ползунов (число потоков здесь равно числу
карманов на направляющей).
Рис. 47. Автономный (а) и встроенный в шпиндельную опору (б) многопоточ-
ный регулятор
89
10. Параметры регуляторов для замкнутых опор,
используемых в направляющих тяжелых станков
d вр ЛР Число потоков Рн> мкм йр. Па • с/м3
ММ
50 79,7 80 10 0,15 8 4 1,1 • 10+12
50 79,64 80 10 0,18 12 5 0,64 -10+12
Сопротивление /?р указано при вязкости масла 100 мПа-с.
На рис. 47, б показана встройка регулятора в шпиндельный
узел. Кольца 1... 3 установлены в проточках стаканов 4 и 5, ко-
торые расточены с эксцентриситетом так, чтобы дросселирующая
щель ftp в исходном положении имела постоянную величину (та-
кая конструкция требует соблюдения высокой точности изготов-
ления зазоров в опоре и регуляторе).
При оптимальном дроссельном отношении жесткость ограни-
чена деформацией оправки (и вызванным ею перекосом опоры)
и других элементов подшипника. Аналогичная картина наблюда-
лась и при испытаниях шпиндельного узла расточного станка с
диаметром выдвижного шпинделя 125 мм и диаметром шейки
подшипника 205 мм. При этом применение систем с регулятора-
ми не рационально.
Расчет регулятора (табл. 10) сводится к выбору конструк-
тивных и эксплуатационных параметров (d2, hp, Вр, ц, рп), при
которых обеспечиваются требуемое отношение р=1...3, задан-
ное сопротивление регулятора и допустимая деформация кольца,
определяемая по формуле (30). Блок регуляторов с 12 потоками
используется на один подвижный узел (например, стойки ра-
сточного станка). При этом на каждой направляющей располо-
жено по четыре кармана.
Рассмотренные системы питания на базе щелевых дроссели-
рующих элементов изготовлены по единой технологической схе-
ме. Корпуса могут быть выполнены унифицированными, в каж-
дом из них размещается любая из трех рассмотренных систем
или их сочетание, что позволяет успешно встраивать рассмот-
ренные системы питания в станки.
РАБОТА РЕГУЛЯТОРОВ
В СТАТИЧЕСКИ НЕОПРЕДЕЛИМЫХ
(МНОГООПОРНЫХ) СИСТЕМАХ
Так как регуляторы реагируют на изменение давления в кар-
манах (см. рис. 36, а), а не толщины масляной пленки, при соот-
90
Рис. 48. Схема подключения регулятора в
условиях статической неопределимости
Рнс. 49. Схема для анализа статически не-
определимой системы опор
F
ветствующих условиях может иметь место неопределенность рас-
пределения общей нагрузки по отдельным карманам, и эффек-
тивность использования регуляторов снижается.
Для исключения этого явления иногда применяют схему, по-
казанную на рис. 48. Здесь регулятор 1 работает совместно с
гидравлическим датчиком 3 (окруженным канавкой 4) и усили-
телем 6, через который питаются карманы 2 и 5, воспринимаю-
щие внешнюю нагрузку.
В этом случае давление pi в регуляторе определяется не ве-
личиной нагрузки, а сопротивлением сопла датчика, зависящим
от толщины слоя смазочного материала h в направляющих.
Входным сигналом для усилителя является давление в датчике.
При увеличении нагрузки F слой h в направляющих и датчике 3
уменьшается и повышается давление в регуляторе, что приводит
к смещению сердечника 7 вправо. При этом давление в карма-
нах уравнивается с давлением в регуляторе, что исключает неоп-
ределенность распределения нагрузки по опорам, однако услож-
няет систему питания. В реальных условиях (при конечной жест-
кости базовых деталей) можно применять регуляторы при их
подсоединении к карманам без усложнения системы питания.
Для успешного применения регуляторов в многоопорных систе-
мах необходимо соблюдать определенные условия. Распределе-
ние нагрузки по опорам зависит от характеристики регуляторов,
жесткости и точности направляющих и др.
Для анализа трехопорной направляющей (рис. 49) при со-
средоточенной нагрузке были приняты следующие допущения:
1) распределение нагрузки по опорам рассматривали в устано-
вившемся режиме; 2) считали, что при деформации направляю-
щих зазоры под опорами остаются плоскопараллельными на
длине опоры.
Регулятор реагирует на давление, соответствующее эквива-
лентному усредненному (по расходу) зазору, который всегда
91
меньше максимального фактического зазора. Поэтому расчет
определяет условия работоспособности направляющих с некото-
рым запасом. Реальное распределение нагрузки по опорам более
равномерно, чем при расчете, выполненному в предположении
плоскопараллельного зазора.
Для балки постоянного сечения при сосредоточенной нагруз-
ке на опоры (F[ = F2 = F3=F) можно записать 2р15эф + р25эф=
= 3F и
(F — ^2$эф)А = — h2; 2(Р — pxS^)i\ = h2~ (35)
где pi и р2— давление в первой и второй опорах (давление в
третьей опоре такое же, как и в первой); 5эф— эффективная
площадь одной опоры; h\ и h2 — толщина масляной пленки в
первой и второй опорах; Х=48Е///3, I — длина балки между опо-
рами; / — момент инерции поперечного сечения балки.
Так как
, , / k0 (Рн - - Р\) . , / *0 (Рн - Pi)
= 1/ —Б---------- и = I/ ----------— 1 (36)
Г Яр1/>1 у Кр2Р2
где 7?Pi и Т?Р2 — сопротивления регуляторов, то из выражений
(35) и (36) получим
(рт. — Pi) «эф — 1,5Х
(Рн - Р\) ^0
Pl^pl
I / (Рн — pi) ko
V p>R\t>
(37)
Отсюда следует, что неравномерность распределения на-
грузки по опорам зависит от жесткости балки, сопротивления
регуляторов и давлений рн, pi и р2. На распределение нагрузки
по карманам сказывается также погрешность изготовления на-
правляющих. Примем начальные зазоры, характеризующие по-
грешность направляющих в районе первого и второго карманов,
равными соответственно /г01 и h02 (это усредненный зазор в на-
правляющих, обусловливающий такой же дополнительный рас-
ход через карманы, что и реальная погрешность). Тогда уравне-
ние (37) запишется так
(А-А)5эф = 1,5Х 1/ _ 17 . + Ло1 - Л20 ,
L V Pi«pi у р2НР2
(38)
т. е. распределение нагрузки зависит от погрешностей опор.
Опыт наладки опор показал, что при плохом изготовлении
сопряженных поверхностей (грубая обработка, отсутствие при-
легания ит. п.) работоспособность обеспечить не удается. Регу-
лятор реагирует на погрешность как на отсутствие нагрузки, и
давление в этих карманах падает от нуля.
Рассмотрим различные режимы работы регулятора. Для про-
стоты анализа примем, что сопротивление регулятора изменяет-
92
ся в зависимости от нагрузки по закону, определяемому выраже-
нием
/?р=А0 Ик (/’н/А) — iW, (39)
где ft = const — расчетная толщина масляной пленки в опорах;
коэффициент К.-, характеризует крутизну кривой зависимости
Л1.2 от нагрузки; при Ак=1 толщина масляной пленки не зави-
сит от нагрузки (идеальный регулятор); при Ак>1 толщина
масляной пленки уменьшается, а при Лк<1 увеличивается с ро-
стом нагрузки (перемещение на нагрузку, что свидетельствует
об отрицательной жесткости).
Подставляя при Лк=1 формулу (39) в выражение (37), по-
лучим (pi—р2)5Эф= 1,5Х(/г—/г), откуда следует, что при л<оо
нагрузка распределяется по опорам равномерно (а = А)- При
бесконечно большой жесткости базовых деталей (Х=°о) имеет
место неопределенность распределения нагрузки по опорам. При
Fi=t^=F2 и Х<°о давление в опорах распределяется пропорцио-
нально фактической нагрузке на них, в результате чего снижа-
ются деформации базовых деталей (по сравнению с деформация-
ми при других системах питания).
Анализ выражения (37) при 7?Р, вычисленном по формуле
(39), показывает, что если Лк>1, то р} = р2 при любом X. При
Лк<1 равномерное распределение нагрузки по опорам практи-
чески невозможно.
В реальных конструкциях распределение нагрузки зависит
также от погрешности сопротивлений регуляторов и опор. Фак-
тическое сопротивление регулятора
/?р.ф-/?р(Ю0± Д)/100, (40)
где А — погрешность сопротивления регулятора в процентах к
номинальному значению.
Обозначив у<100/(100-|-Д) — 1=^, а >А00/( 100 — Д) — 1 = £2
запишем уравнение (37) для идеального регулятора (Ки=
= 1): (pi—р2)5эф= 1,5AA(&i—k2). Приняв k\—/г2 = 0,0066Д, из
выражения (37) получим (pi—р2)5Эф —0,01 ViA.
При регуляторе, работающем не в оптимальном режиме
(Кк=7^=1), выражение, характеризующее распределение нагрузки
по опорам, имеет вид
(А — А) ^эф= 1,5ХА (А —А)ЖкА —А) —
-V (А —АЖкА —А)]- (41)
Опыты показали, что неравномерность распределения нагруз-
ки i)=(pi—А)/А зависит от жесткости деталей и масляного
слоя, погрешности сопротивлений регуляторов и опор, нагрузки.
При относительно малой жесткости деталей опор давление в
93
11. Неравномерность распределения нагрузки в карманах стола
диаметром 1600 мм
Масса заготовки, кг Е ^Ср’ 20,5 мкм Рн- 5,3 МПа Давление р в карманах, МПа х: св а ST
1 2 3 4 5 6
0,220 65 1,5 0,3 0,36 0,34 0,29 0,38 0,36 0,250
колл 0,183 55 1,8 0,3 0,32 0,36 0,29 0,33 0,39 0,256
0,160 50 2,0 0,28 0,30 0,39 0,28 0,30 0,42 0,333
0,132 42 2,5 0,28 0,24 0,46 0,26 0,26 0,46 0,478
0,744 47 1,3 1,3 1,3 1,3 1,3 1,4 1,3 0,206
27 900 0,670 42 2,0 1,4 1,3 1,4 1,2 1,5 1,3 0,415
0,536 37 2,5 2,1 0,50 2,2 0,60 2,2 0,55 0,776
карманах устанавливается пропорциональным фактической на-
грузки на каждой из них. Измерения деформаций планшайбы
диаметром 4 м при изменении нагрузки от 0 до 100 кН показа-
ли, что при системе с регуляторами (см. рис. 38) деформация
оказалась в 1,7 раза меньше из-за большей жесткости масляного
слоя, чем при системе насос-карман. Поэтому при применении
регуляторов и большей жесткости масляного слоя деформация
опор меньше, чем при использовании других систем питания.
Результаты экспериментов на станке, отличающемся жесткой
конструкцией базовых деталей, по определению максимальной
неравномерности распределения нагрузки Цтах— (ртах—
—Pmin)/pmax приведены в табл. И. Неравномерность распреде-
ления нагрузки возрастает в диапазоне m=pCp/pmax = 0,35...
0,55, где рСр — среднее давление в карманах, где имеется отрица-
тельная жесткость масляного слоя, особенно при рн=2,5 МПа.
Неравномерность распределения нагрузки в системе насос-
карман была несколько больше для всего диапазона нагрузок.
Только при отрицательной жесткости масляного слоя (рн=
— 2,5 МПа) это не соблюдалось. Опыты показывают, что в круп-
ных шпиндельных опорах (сГ>250 мм) с числом карманов боль-
ше четырех при большой жесткости базовых деталей может
иметь место неравномерность распределения нагрузки и эффек-
тивность от применения регулятора падает. Например, при диа-
метре шпинделя 650 мм, числе карманов, равном шести, т]тах=
= 0,6 и жесткость повышались всего в 1,7 раза (по сравнению с
жесткостью при дроссельной системе).
Выводы. 1. Неравномерность распределения нагрузки по опо-
рам зависит от характеристики регуляторов (в наибольшей
степени), жесткости X направляющих, погрешности сопротивле-
ний регуляторов и точности изготовления направляющих. При
94
жестких базовых деталях следует избегать применения регуля-
торов, обеспечивающих отрицательную жесткость масляного
слоя (Лк<1). При /Ск>1 в некотором диапазоне изменения же-
сткости опор неравномерность г] распределения нагрузки мало
зависит от Д.
2. Чем выше жесткость базовых деталей и жесткость масля-
ного слоя, обеспечиваемая регулятором, тем выше должна быть
точность направляющих и идентичность сопротивлений потоков
регуляторов. В реальных условиях вполне допустимо различие
сопротивлений в пределах 30% при m=pi/pH^0,5 и в пределах
40.. .50% при т>0,5.
3. При неодинаковой нагрузке на опоры распределение на-
грузки зависит от жесткости направляющих. Чем меньше X, тем
в большей степени давление в опоре зависит от фактической на-
грузки на нее. В этих условиях деформации направляющих
меньше, чем при других системах питания, что способствует по-
вышению точности перемещений.
4. Если по конструктивным или технологическим соображе-
ниям сложно обеспечить высокую точность изготовления опор,
то от применения регуляторов необходимо отказаться.
5. Во всех случаях следует при использовании регуляторов
по возможности избегать явлений статической неопределимости
(при отрицательной жесткости масляного слоя это недопустимо),
располагая, например, карманы только на краях салазок (по од-
ному на каждом крае).
Выводы справедливы также для другой схемы нагружения
(например, равномерно распределенной нагрузки), при другом
числе опор, для круговых, а также иных разомкнутых и замкну-
тых направляющих с регуляторами давления.
АДАПТИВНЫЕ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ (АСП)
Одним из способов повышения надежности работы гидроста-
тических опор является постоянный контроль за их состоянием
и автоматическая оптимизация режима работы системы питания.
Среди проблем, возникающих при применении гидростатических
опор: возможность засорения дросселей; сложность контроля
состояния деталей опор и систем питания; зависимость эксплуа-
тационных характеристик, в частности жесткости масляного
слоя, от т=р}1рп (для шпиндельных опор щОпт=0,5).
Засорение дросселей (регуляторов) может происходить даже
при тщательной фильтрации масла. Посторонние частицы всегда
остаются в трубопроводах, на узлах и деталях станка и посте-
пенно снижают пропускную способность дросселя. При доста-
точно большом взаимном перемещении элементов, образующих
дроссельную щель, засорения такого рода легко разрушаются.
При работе станка происходит изменение сопротивления
95
истечения из карманов, что может быть связано с тепловыми де-
формациями деталей (непостоянство формы и зазора), измене-
нием вязкости масла, обминанием крепежных элементов и изме-
нением зазоров в опоре с появлением рисок на перемычках кар-
манов.
Влияние температурных факторов возрастает с увеличением
размеров опоры и окружной скорости рабочих поверхностей.
Так, разность размеров от теплового расширения бронзовой
втулки и стального шпинделя при длине втулки 250 мм и нагре-
вании их на 20°С равна 0,03 мм, т. е. 30. ..40% зазора. Большое
влияние на изменение давления в карманах высокоскоростных
шпиндельных узлов оказывает фрикционное движение масла.
При вращении шпинделя его поверхность увлекает за собой
жидкость и возникает, так называемое, фрикционное движение
масла. Вследствие этого через зазор между перемычкой и шпин-
делем проходит дополнительный поток масла AQ=O,5vhlo, где
v — окружная скорость шпинделя; h — зазор; 10 — длина кар-
мана.
На рис. 50, а показаны схемы распределения скоростей мас-
ла под перемычками 1 и 3 кармана 2 при отсутствии погрешно-
стей втулки при вращении вала в обе стороны. Объемы уноси-
мого из кармана 2 и поступающего в него масла за счет фрик-
ционного движения одинаковы. Из-за погрешностей изготовления,
тепловых и других деформаций масляный слой имеет, как
правило, разную толщину (/zi и h2 на рис. 50, б) над перемыч-
ками 1 и 3, ограничивающими карманы, вследствие чего объем
масла, поступающего в карман, не равен объему масла, выте-
кающего из него. Таким образом, в зависимости от направления
вращения в карман поступает (или вытекает) дополнительный
поток AQ = O,5nZo(M—h2), вызывающий изменение давления в
карманах.
Например, при диаметре шпинделя 240 мм kh = hx—h2 =
= 15 мкм и «=1600 мин~! изменение давления, обусловленное
фрикционным движением масла, составляет 70% номинального
давления. Давление изменяется в противоположных карманах
на одинаковую величину и характер изменения (увеличение или
уменьшение) зависит от направления вращения. Наиболее эф-
фективен путь стабилизации эксплуатационных параметров опор
независимо от условий эксплуатации — применение АСП.
Сопротивление дросселей АСП изменяется синхронно с изме-
нением среднего значения сопротивления карманов (рис. 51).
Масло от насосной установки через регулируемые дроссели 1 и
2 подводится к противоположным карманам <3 и -4 опоры. Пита-
ние двух других карманов шпиндельной опоры осуществляется
от второго такого же устройства. Изменение сопротивления
дросселей АСП происходит при перемещении дифференциально-
го поршня, расположенного в гидроцилиндре 5 (уменьшению со-
96
Л D. МПа
ООО SOO 1200 П, 1/гчин
в)
Рис. 50. Схема фрикционного движения масла в шпиндельных опорах:
а. — при отсутствии погрешностей втулки; б — при возникновении погрешностей; в при
уменьшении давления в карманах шпинделя диаметром 205 мм при разной частоте
вращения; кривая 1 — при ftcp = 37 мкм; кривая 2 — при Дср ==50 мкм
противления карманов соответствует смещение поршня вправо).
Полости Si ii S> цилиндра соединены с карманами опоры, а по-
лость S.3 — с источником давления. При равенстве площадей
S, = S2=:S3 условием равновесного положения поршня является
выполнение равенства pi+p2=Pn или рср=0,5рн, т. е. выполне-
ние оптимальной зависимости (рср — среднее давление в кар-
манах) .
На рис. 52 приведена схема АСП с диафрагменными и щеле-
выми дросселями. Площади Sj = S2 и S3 подобраны так, чтобы
4—920
97
4
Рис. 51. Схема осевой (а) и радиальной (б) шпиндельной опоры с АСП
обеспечить требуемое постоянное соотношение давлений pi +
+ pz=pa. Сопротивление дросселей 1 изменяется при перемеще-
нии поршня 2 вдоль оси. Например, уменьшение давлений рх и
Pz приводит к нарушению равновесия поршня 2, его смещению
вниз и восстановлению расчетного соотношения давлений.
АСП реагирует, в основном, на изменение давлений, не свя-
занное с нагружением шпинделя (тепловые явления, вызываю-
щие изменения зазора, износ деталей, засорение дросселей
АСП и т. п.), поскольку среднее давление масла мало изменя-
ется при нагружении опор. С ростом нагрузки происходит уве-
Рис. 52. АСП с диафрагменными (а) и с щелевыми (б) дросселями
ВиМ
98
личение сопротивлений дросселей АСП, что благоприятно сказы-
вается на жесткости масляного слоя.
Расчет параметров АСП. Для обеспечения максимальной же-
сткости масляного слоя давление /ц в карманах выдерживается
равным половине давления рн насоса. Это достигается выбором
соответствующих рабочих площадей Si.. .S3.
Диафрагменные дроссели. Из условия равновесия поршня
АСП Sipi + S2p2=pHS3. При pi — 0,5рн в исходном положении
Si=S2=S3; d2=l,41di и d3=di. Из уравнения неразрывности
потока через диафрагму и карман опоры с сопротивлением Д
nd? .----------
pJR = 0,6 —— ]/2 (рн — А)/Р-
4
С учетом диапазона изменения расхода, равного Qmax/Qmin^
»15,
di > 10 Vрф[ДУ а7рл] ,
где р — плотность смазочного материала.
Разница потоков в одном блоке АСП может быть вызвана
погрешностью изготовления отверстий <Д, перекосом поршня в
зазоре и перетечками масла по зазору между поверхностями
диаметром d2. Анализ влияния указанных факторов на расход
позволяет дать следующие рекомендации для обеспечения AQ<
<0,12QHoM: отклонение от соосности е^0,005<Д; погрешность
диаметра Да'4=С0,001а'4; зазоры в золотнике <:20 мкм (осталь-
ные размеры выбирают конструктивно).
Щелевые АСП (рис. 52, б). Для выдерживания давления в
карманах pi = 0,5pH должны быть выдержаны параметры Si =
=S2 и d2= l,41di. Назначение диаметра d3 производят с учетом
эпюры распределения давлений в дросселирующих щелях 1 АСП.
Из уравнения равновесия поршня с учетом распределения давле-
ния в дросселирующей щели АСП
Cf+\
где Cf — коэффициент несущей’ поверхности дросселирующих
щелей.
Из уравнения (рн—Pi)/Rn=Pi/R определяют сопротивление
АСП. Сопротивление истечению каждого потока (сопротивление
АСП устанавливается автоматически, поэтому точный расчет не
требуется)
/?д=-4-
*
\ 2d4 )
4
99
Максимальный расход ограничивается сопротивлением исте-
чению в магистралях подвода (отверстиях и т. п.), так как па-
дение давления происходит в них, а не в дросселирующих щелях
АСП. Разница потоков масла в блоке АСП выдерживается с вы-
сокой точностью, особенно если предусмотрено их параллельное
(см. пунктир рис. 52, вид А) включение от двух противополож-
ных отверстий. Перекос поршня в отклонение от параллельности
торца поршня и крышки в этом случае мало сказываются на AQ.
Эксплуатационные параметры опор с АСП. Большинство ха-
рактеристик опор рассчитываются аналогично опорам с обычны-
ми системами питания. Исключение составляют расчет жестко-
сти масляного слоя, несущей способности и динамических харак-
теристик опор. При расчете этих параметров, кроме уравнения
равновесия опоры и неразрывности потока масла, необходимо
использовать уравнение, определяющее соотношение давлений,
устанавливаемых АСП.
Из условия работоспособности АСП Р1+р2 — рн или pi =
=р„/2 + /\р и рг—Рн/2—/\р, где Др — изменение давлений в кар-
манах при нагружении опоры.
Уравнение равновесия опоры (см. рис. 51, а)
^ = 5эф(р1 —/>2)=25эфДр,
где SЭф — эффективная площадь опоры.
Уравнение неразрывности: для щелевых дросселей
(Рн— Pl,2)/R^=Pl,2/R1.2,
где pi,2 и /?£,2 берутся для первого и второго кармана соответст-
венно: при р( = р2 = 0,5рн/?1 = й0/[/га3(1—е)3]; R2 = ko/\ha3 (1 + е)3];
8= (ha—hi)/ha', 2ha=hi + h2; k0 зависит от геометрических пара-
метров опоры и вязкости масла;
2 )/ /?! + |/ /?2 ’
R, = = kQ/[h3a ]/(l-s)3(l + H3],
i для диафрагменных дросселей
0,бл</? ,------------.-------------
PidRi.i =-----------1 2 (Рн — А.г)/Р = СР1 Рн — А,г!
0,6лй?4 12 ч ,—
Ср = 42 = hl 0,7 ГрнД’о-
•> > ?
При нагружении опоры
С (1 ~ *)2 (1 + е)2
₽ *0 У(1 +е)2 + (1 -е)2 •
100
Ниже приведены коэффициенты kq в зависимости от нагрузки
F, определяемой е:
£ . . 0 0,1 0,2 0,3 0,4
h3aFn/ko = kQ . . i 1,015 1,063 1,152 1,298
Cpk0/h'3af^\/kQ. . . . . . i 0,9723 .0.901 0,7908 0,653
£ . . 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
O,7]FPilh3aPt/ko = kQ . . . . 1,54 1,95 2,74 4,63 12
Cpk0lh3aVPa^\lkQ . . . . • 0,5 0,35 0,209 0,1 0,0273
Здесь коэффициент kQ характеризует изменение сопротивле-
ния истечению АСП. При увеличении е от 0 до 0,2 (нагрузка со-
ставляет 30% от несущей способности) сопротивление истечения
щелевых дросселей меняется на 6,3%, а площадь отверстия
диафрагмы примерно на 10%.
Несущая способность и жесткость опор АСП:
при капиллярных дросселях
о е „ .1 ]/(! -в)3(1 +е)з
эфАЦ Р (1 — е)3(1 +е)3 + (1 -6)3
]/(] „6)3(1+е)з .
С(1 - ФС +О3 + (1 + Ф )’
при диафрагменных дросселях
Жесткость масляного слоя:
при капиллярных дросселях
dF = _______рн V 1 — е'2___
dh Эф ha [1 +3е2+ |/(1 ~ г2)3]
при диафрагменных дросселях
dF = _4S Рн [(1 + Ф + (1 - ф] - [(1 + Ф ~ (1 - Ф] в
dh ф ha [(1 + е)2 + (1 — е)2]2
Несущая способность опор с АСП выше на 5..7% при капил-
лярных дросселях и на 15% при диафрагменных, чем при обыч-
ной дроссельной системе (при условии, если сопротивление
карманов не изменяется, в противном случае несущая способ-
ность повышается еще больше).
Жесткость опор при АСП с диафрагменными дросселями вы-
ше, чем у обычной дроссельной, при е<0,5 на 30% и примерно
одинакова с ней при е>0,5. Жесткость при АСП с капиллярами
более постоянна на всем диапазоне нагрузок, чем у обычной
дроссельной системы, так как сопротивление АСП увеличивается
101
с ростом нагрузки. При изменении сопротивлений в карманах от
рассмотренных выше причин жесткость опор при АСП еще выше.
Например, падение давлений в карманах в 2 раза снижает жест-
кость примерно на 25%. Аналогичный характер изменения жест-
кости и несущей способности имеет место и в радиальном под-
шипнике.
Кроме повышения жесткости и надежности работы при АСП
улучшается тепловой режим подшипника. Для оценки эффектив-
ности АСП рассмотрим упрощенные зависимости, описывающие
теплопередачу в шпиндельной гидростатической опоре. Будем
считать, что вязкость масла щ на входе в дроссели не изменяется
(применяется холодильная установка). Тогда разность темпера-
туры масла на выходе и входе из кармана
Ы ^вых ^вх
Ру
•'iSn*'2
AQCpp
где Pv — потери мощности при вязком трении; v — скорость
скольжения рабочих поверхностей опоры; ц— вязкость масла на
перемычках; 5П— площадь перемычек.
Расход масла Q при обычной системе питания определим при
оптимальной настройке дросселя:
/?, = _Мо_ == d ; q^i ,
/гз ^o(io + lq)
где йо='йо/т]о; А/=и2Лоц(т1о + г))5п/(РнЛ4С’ррг).
Вследствие значительных опорных деформаций, а также
фрикционного движения масла расход через отдельные карманы
может уменьшаться, и их перемычки нагревают еще больше.
Средний нагрев масла, проходящего через перемычки:
(Q — AQ)],
где AQ — уменьшение расхода через карман из-за погрешностей
изготовления, деформаций и фрикционного движения масла.
При АСП всегда выдерживается оптимальное соотношение
/?д=/?1 = г)йо//13; Q=O,5ipHA3/(fcon); A/i = 2r)2Sno2fco/(Pn^4C,ppi).
Пренебрегая AQ, имеем Д^/Д^ = О,5(цо/ц + 1). Например, при
использовании масла Индустриальное-12: Д£=20°С (/вх=20,
^ВЫХ = 40°С, ц = г]о/3) и Д//ДБ = 2, т. е. нагрев опоры при обычной
системе питания вдвое больше (если допустить одинаковый на-
грев масла, то можно увеличить частоту вращения в 1^2 раза).
При учете AQ положительные свойства АСП проявляются еще
больше.
АСП должна компенсировать изменение зазоров, вязкости
масла и т. п., поэтому при применении в шпиндельных опорах к
ней предъявляются следующие требования: при окружной ско-
рости опоры 25 ...30 м/с с учетом допуска на зазор, при допусти-
102
мом нагреве масла на 20°С и сочетании материалов бронза
(втулка) и сталь (шпиндель) диапазон изменения сопротивле-
ния истечению АСП Rmax/Rmin должен быть не менее 10... 15
(при опытах получен диапазон 50 ...60); гистерезис давления в
карманах можно допустить равным 20% от номинального зна-
чения. В этом случае жесткость масляного слоя меняется не бо-
лее чем на 6% (при экспериментах гистерезис не превышал
6%).
Применение АСП дает следующие преимущества: повышает-
ся надежность опор, так как дросселирующие элементы при ра-
боте находятся в движении, что препятствует зарастанию дрос-
селирующей щели; снижается нагрев подшипника вследствие
увеличения потока масла через опору по мере нагрева; повыша-
ется частота вращения при заданной допустимой избыточной
температуре масла, а также жесткость и несущая способность
масляного слоя; исключаются наладочные работы по установле-
нию рабочего давления масла в карманах опоры; АСП могут
использоваться в замкнутых направляющих и других опорах.
ОСОБЕННОСТИ ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ОПОР
ТЯЖЕЛЫХ СТАНКОВ
ЖЕСТКОСТЬ БАЗОВЫХ ДЕТАЛЕЙ
При проектировании гидростатических опор тяжелых станков
следует учитывать их особенности, в частности относительно низ-
кую, по сравнению со станками среднего размера, жесткость ба-
зовых деталей. Жесткость станин, оснований, столов, планшайб,
салазок, суппортов тяжелых станков, успешно работающих с
опорами скольжения, при использовании гидростатического сма-
зочного материала в ряде случаев оказывается ниже жесткости
масляного слоя и не обеспечивает надежной работы опоры. Ес-
ли деформация гидродинамических направляющих приводит к
образованию дополнительных масляных клиньев и перераспреде-
лению нагрузки по опорной поверхности без существенного из-
менения суммарной несущей способности масляного слоя, то при
применении гидростатических направляющих несущая способ-
ность ограничена деформацией опоры.
Для последовательно соединенных элементов несущей систе-
мы станка, таких, как базовые детали, слой смазочного материа-
ла, общая жесткость Сосщ определяется жесткостью маслянрго
слоя С и жесткостью базовых деталей Сб.д: СОищ=С’б.дС/(Сб.^+
+ С).
Поэтому фактическая жесткость опоры всегда меньше жест-
кости наименее жесткого элемента. Необходимость учета влия-
ния деформаций на работу приводит к существенным конструк-
тивным особенностям узлов тяжелых станков по сравнению со
станками средних размеров и особенно со станками, оснащенны-
ми опорами скольжения.
Можно считать, что слой смазочного материала между рабо-
чими поверхностями направляющих в этом случае создает для
подвижной детали опоры условия, аналогичные балке, лежащей
па упругом основании. Деформация базовых деталей зависи(г от
схемы нагружения, характера и места приложения нагрузки,
способа закрепления детали и основания на фундаменте
И др.
Жесткость основания (станин, столов и т. д.) в значительной
степени определяется конструкцией и качеством изготовления
фундамента и может быть повышена известными конструктивны-
ми мерами. Основание воспринимает нагрузку через масляный
слой, что обеспечивает более равномерное ее распределение.
104
В большинстве случаев подвижная деталь (планшайба, салазки
и т. д.) находится в худших условиях.
Обобщенным показателем погрешности изготовления и дефор-
мации базовых детален может служить начальный зазор ho, ко-
торый принимают постоянным. Он введен для упрощения расчета
и обусловливает такой же дополнительный расход масла че-
рез опору, как и реальная погрешность. Зазор h0 можно опре-
делить по разности расчетной и фактической толщин масляной
пленки. Для плоских кольцевых опор тяжелых станков при пе-
нагруженной планшайбе начальный зазор ориентировочно со-
ставляет:
£>ил, мм ... . До 2000 3000—4000 5000—6000 7000—8000
йо, мкм .... 15—20 30 40 50
Изменение нагрузки AF, отнесенное к изменению начального
зазора Л/г0, характеризует приведенную жесткость базовых де-
талей Сб.д=А/-7А/10.
Круговые направляющие. Выбор системы питания карманов,
назначение толщины масляной пленки и других параметров про-
изводят для обеспечения жесткости масляного слоя. Поэтому
для рационального использования выбранной системы питания
должно быть выдержано соотношение приведенной жесткости
базовых деталей и жесткости масляного слоя: при минимальной
нагрузке Со.д^ (2... 4) С. При применении регуляторов, обеспе-
чивающих теоретически бесконечно большую жесткость масля-
ного слоя, жесткость базовых деталей не может удовлетворять
этому условию, но должна быть выше, чем при других системах
питания.
Характер деформации оснований. Местные прогибы (точки
Д3, Иц на рис. 53, а) и деформация основания в целом (точки
/Д, зависят от конструкции детали. Расположение кольцевых
ребер вблизи от направляющих, а башмаков под этими ребрами
уменьшает деформации. Важно не допустить углового смещения
основания на ширине направляющих (точки Я3, Я4 на рис. 53, б).
Исследования станков с диаметром планшайб 1,6 ...9 м при
различной нагрузке показали, что па основании образуется 2, 3'
или 4 волны деформаций, причем с увеличением размера станка
число волн деформации на направляющих увеличивается.
Для повышения жесткости оснований необходимо соблюдать
следующие условия: 1) башмаки 1, предназначенные для закреп-
ления основания к фундаменту, располагать под кольцевым реб-
ром (рис. 53), несущим значительную часть нагрузки в местах
сопряжения кольцевых и радиальных ребер, расстояние между
башмаками не больше высоты основания; 2) расположение баш-
маков должно быть по возможности симметричным.
Характер деформации планшайб. При центральной нагрузке
планшайбы (рис. 54, а) возникает чашеобразная деформация,
Г 05,
a)
Рис. 53. Деформации оснований карусельных станков с Опл = 4 м (Г— нагруз-
ка, Л — деформация, Ht ... И5 — индикаторы)
которая приводит к повороту направляющей планшайбы и обра-
зованию разных зазоров на ее наружной и внутренней части.
Деформация бПл планшайбы (провисание) диаметром 4 м от
собственной массы равна 0,06 мм; деформация планшайб диа-
метром 7,1 и 8,75 м достигает 0,2 и 0,355 мм. Даже при весьма
жесткой планшайбе диаметром 1,6 м (отношение высоты план-
шайбы к диаметру равно 0,25) прогиб планшайбы от нагрузки
70 кН достигает 12 мкм (приближенно можно принять, что де-
формация линейно зависит от нагрузки).
Аналогичная деформация, но противоположного направления,
образуется при закреплении заготовок, размеры которых превы-
шают диаметр направляющих (рис. 54,6). При этом допустимая
нагрузка в 1,5 ...3 раза меньше, чем при приложении ее в зоне
направляющих.
В наиболее распространенном для машиностроения случае
нагружения планшайбы в зоне направляющих на ее поверхно-
сти образуется две волны отклонений, амплитуда которых при-
ведена на рис. 54, г. Это объясняется различной жесткостью план-
шайбы в разных радиальных сечениях и характером приложения
внешней нагрузки. При установке на станок заготовок типа коль-
ца нагрузка сосредотачивается в двух диаметрально противопо-
ложных точках, что приводит к описанному характеру деформа-
ции планшайбы (рис. 54, в).
106
Рис. 54. Упругие деформации планшайб при центральной нагрузке (а), диа-
метре заготовки, большем диаметра планшайбы (б), нагружении в зоне рас-
положения направляющих (s) и деформация планшайб в зависимости от
нагрузки (г)
Изменение толщины масляной пленки и давления в одном из
карманов основания при повороте планшайбы с £)Пл=4 м пока-
зано на рис. 55, а. Кривые 1 ...3 повторяют форму погрешностей
опорной поверхности планшайбы. На рис. 55, б показано изме-
нение давления в одном из карманов станка с диаметром план-
шайбы 4 м 1А540МФ4 при вращении планшайбы с заготовкой
массой 49 т. Кривые 1 и 2 соответствуют установке заготовки
на три и четыре кулачка (отношение высоты планшайбы к ее
диаметру Япл/Дпл=0,144).
Даже закрепление заготовки в тисках оказывает влияние на
деформацию, которая может превышать 20 мкм. Деформация
крупных составных столов с плоскостью разъема по диаметраль-
ному сечению происходит относительно плоскости разъема
(рис. 55, в).
Расчет деформаций планшайб при действии внешних нагру-
зок. Расчет деформаций в общем случае нагружения затруднен,
однако в каждом конкретном случае можно составить наиболее
характерную схему действия сил, исходя из специфики работы
опоры. В частности, при диаметре заготовок, не превышающем
размеров планшайбы, можно оценить ее жесткость при действии
сосредоточенной эксцентрической нагрузки, равной половине
107
Рис. 55. Характеристики деформации планшайб:
а — изменение толщины h масляной пленки в направляющих и давления р в кармане
при повороте планшайбы с ^пл=4 м (1 ... 3— для заготовок массой 0; 18 и 27 т); б —
изменение давления в одном кармане при вращении планшайбы с £>п. =4 м и уста-
новке заготовки на трн (кривая 1) и четыре (кривая 2) кулачка; в — изменение толщи-
ны h масляной пленки в направляющих и давления р в карманах при повороте план-
шайбы с РГ1Л = 7,1 м с плоскостью разъема в сечении /—1 (кривые 2 и 4 соответствуют
давлению в карманах, расположенных вблизи плоскости разъема планшайбы и осно-
вания, кривые 1 и 3—в карманах, расположенных под углом 90° к плоскостям разъ-
ема, кривые 5 и 6 — измерениям двумя индикаторами, расположенными под углом 90°)
максимальной. Представляя планшайбу как кольцо на упругом
основании, развертывая ее по среднему диаметру Оср (рис. 56)
и считая, что перерезывающие силы и углы поворота на концах
(в радиальном сечении планшайбы) равны нулю (на концах при-
ложен момент Л1о), можно записать уравнение изогнутой оси
балки (планшайбы), несущей сосредоточенную нагрузку F в
виде +
1де g= m'z — значение аргумента в безразмерной форме;
4 ,--------—
т’= у k'ftEI-, k'=C/nD(.p; z—координата вдоль круговых на-
правляющих; Vi ... V», — значение фундаментальных функций для
балки на упругом основании; С/ и С3' — постоянные интегриро-
вания, определяемые из условий равенства прогибов и изгибаю-
108
Рис. 56. Расчетная схема (а)
установки планшайбы на
гидростатических направля-
ющих п развертка (б) план-
шайбы по среднему диа-
метр у
щих моментов на концах балки:
_4СИ^з(0)-^3(к)Ц-С;[П1(0)-V\ (X)l = 4mW2 (k/2)/^';
C't [V\ (0) — (A)] 4-Сз [И3 (0) — K3 (X)] = 4/7? 'Fl’., (X — a)/k',
где Dcp — средний диаметр кольца (радиального сечения план-
шайбы); 'к=т'1 — безразмерная длина балки (/=л£>Ср); а=
= т'112 — относительная абсцисса точки приложения силы F; I —
момент инерции радиального сечения планшайбы (при его расче-
те ширину сечения можно принимать равной 0,2£>пл).
Как показал расчет деформаций по методу конечных элемен-
тов и экспериментальные исследования, деформация не распро-
страняется на всю поверхность планшайбы, а быстро уменьша-
ется в направлении к центру. Фактические деформации планшайб
диаметром 3; 4; 7,1 и 8 м, измеренные при нагружении деталями
типа кольца массой т, несколько больше расчетных значений
(при /- = т/2). В расчете необходимо учитывать собственную
массу планшайбы.
Ниже приведены результаты расчета прогибов кольцеобраз-
ных планшайб диаметром 11,2 и 14,8 м. Вследствие больших раз-
меров заготовок (выполняемых’ составными) считаем, что вся
нагрузка распределена в четырех точках. Поэтому сосредоточен-
ная нагрузка F=!/4 максимальной массы детали (табл. 12).
По результатам расчета можно сделать вывод, что получен-
ные деформации планшайбы допустимы, так как минимальная
толщина масляной пленки hmin=h—/1Пл=80 мкм. По своему
влиянию на жесткость планшайбы эти деформации могут быть
приравнены к толщине масляной пленки h = 0,74haa, а
Сбд^2К/(0,74йпл).
109
12. Параметры планшайб
Примечание. В4 и /Л — внутренние размеры сечения.
В табл. 13 приведены экспериментальные данные, характери-
зующие деформацию планшайб и жесткость масляного слоя гид-
ростатических опор ряда станков. При выборе размеров план-
шайбы и, в первую очередь, ее высоты Нпл необходимо проводить
расчет деформации по предложенной методике и обеспечить ми-
нимально допустимую толщину масляной пленки. При диапазо-
не нагрузок, не превышающем четырех, высоту планшайбы мож-
но назначать по табл. 14.
13. Деформация планшайб и жесткость масляного слоя
круговых направляющих
Станок (система питания) ^пл % Минимальная жесткость масляного слоя С, кН/мкм h, мкм Макси- ма тьная деформация планшайбы, мкм. । от нагрузки, кН кН/мкм
мм
Л„л F
1А540МФ4 (насос- 4000 575 6 100 70 570 и
карман) КУ322 (насос-карман) 7100 800 10 172 75 1000 18
КУ279 (дроссельная) 8000 750 8 100 ПО 1000 12,2 1 об’
1В591 (насос-карман) 8750 1100 30 130 40 3000
КУ466 (комбиниро- ванная) 10000 1100 130 120 28 5000 240
14. Рекомендуемые соотношения диаметра и высоты планшайб
°п.т « ^лл/^пл Опл> м ^пд/^пл
1,5 ...2 2,5... 3 3... 4 0,17—0,22 0,16—0,2 0,15—0,18 4... 5 5 ... 6,3 6,3 ... 8 0,14—0,17 0,12—0,15 0,11-0,13
НО
В планшайбе под действием статических сил возбуждаются
колебания. Частота колебаний различна и зависит от величины
и места приложения нагрузки, способа крепления заготовки
и т.п. Испытания показали, что при существующих отношениях
высоты к диаметру планшайбы Нал/ОПлVs собственные часто-
ты колебаний планшайбы диаметром 4 м лежат в пределах 38...
135 Гц. Максимальная амплитуда динамических деформаций на-
блюдалась при веерообразной форме колебаний и достигала 30...
35 мкм (частота колебаний 38 ...42 Гц) под направляющими
планшайбы, что составляет 30% толщины масляного слоя.
Предусмотрев на планшайбе достаточное число радиальных
и кольцевых ребер, обеспечивающих высокую статическую жест-
кость, можно (на порядок) снизить общий уровень доминирую-
щих колебаний всех форм и повысить в 1,2... 1,5 раза собствен-
ные частоты.
Конструкторско-технологические мероприятия для уменьше-
ния деформаций планшайб. При большой центральной нагрузке
применяют планшайбы с регулируемым усилием, действующим
на упорный подшипник 2 (см. рис. 54, а и рис. 85, б), установ-
ленный в центре планшайбы, обычно при В|1Л^6000 мм. Нагруз-
ку изменяют за счет давления масла, подводимого в гидроци-
линдр. Здесь важно правильно распределить нагрузку между
гидростатическими направляющими 1 и центральным подшип-
ником 2.
Если большая ее часть воспринимается центральным (предва-
рительно нагруженным) упорным подшипником, то жесткость
гидростатических направляющих (в первую очередь угловая) мо-
жет быть низкой. В крупных и относительно не жестких столах
с диаметром планшайбы 8... 9 м правильное распределение на-
грузки между гидростатической направляющей и упорным под-
шипником устанавливается автоматически за счет податливости
деталей основания.
На рис. 57 показана схема установки деталей, превышающих
размеры планшайбы, на балки 1 (балки выполнены составными
и закрепляются на приспособлении 2). При этом исключается
закручивание планшайбы, а остается только нагрузка на нее в
виде сосредоточенной нагрузки (по числу балок в месте переда-
чи усилий от балки к планшайбе).
На рис. 58 показана конструкция круговых направляющих с
самоустанавливающимися опорами 1, на каждом из которых
выполнено два кармана. При отсутствии деформации планшай-
бы в радиальном направлении опора занимает горизонтальное
положение, так как давления в карманах 2 и 3 равны рх (левая
схема на рис. 58, б). При перекосе планшайбы на угол а (напри-
мер, в результате упругой деформации) давление р2 в кармане 2
превышает давление р3 в кармане 3, вследствие чего опора 1 де-
формируется и ее рабочая поверхность занимает положение, па-
111
Рис. 57. Схема установки деталей, пре-
вышающих диаметр планшайбы
раллельное рабочей поверх-
ности планшайбы. При та-
кой конструкции допустимые
деформации в радиальном
сечении могут превышать
толщину масляной пленки.
При этом деформации вдоль
направляющих не компенси-
руются.
Для исключения неопре-
деленности распределения
нагрузки между направляю-
щими в результате деформа-
ций целесообразно преду-
сматривать только одну уз-
кую кольцеобразную на-
правляющую. Исключение
составляют планшайбы раз-
мером более 10 м и малой
жесткости, выполненные в
виде кольца. В этом случае лучшие результаты и особенно по уг-
ловой жесткости масляного слоя обеспечиваются при двух на-
правляющих.
Деформация деталей типа салазок, станин, ползунов. Как и
для планшайб, влияние деформаций деталей типа салазок, ста-
нин на общую жесткость велико. Например, общая податливость
стола (100%) горизонтально-расточного станка складывалась из
деформаций: поворотного стола (7%); круговых гидростатиче-
ских направляющих поворотного стола (1%); корпуса салазок
(36%); гидростатических направляющих поступательного пере-
мещения (11%); станины (45%), т. е. максимальную долю в об-
щую податливость вносят базовые детали.
Рис. 58. Схема уменьшения влияния деформаций планшайбы на работоспо-
собность направляющих:
а —установка опор на основании; б — распределение давлений а карманах при разных
деформациях
142
S мкм
Рис. 60. Схема уменьшения прогиба кон-
соли одностоечного токарно-карусельного
станка
Рис. 59. Смещение салазок токар-
но-карусельиого станка с диамет-
ром обработки до 4 м от нагрузки
(кривые 1 и 4 для нижней и верх-
ней направляющих, соответствен-
но, кривые 2 и 3 — то же, при от-
ключенном смазывании)
Для нормальной работы жесткость базовых деталей с гидро-
статическими направляющими должна быть выше, чем при
опорах скольжения. Нужно тщательно продумать расположение
ребер базовых деталей, а отношение высоты деталей типа сала-
зок, столов и т. п. к длине лежит в пределах 0,1 ...0,2 при длине
салазок от 1,4 до 5,5 м.
Например, при использовании гидростатического смазывания
в салазках токарно-карусельного станка с диаметром обработки
до 4 м несущая способность таких направляющих оказалась низ-
кой. Только после существенного (в 5 раз за счет использования
сварной конструкции и большей в 1,6 раза высоты салазок) по-
вышения жесткости удалось обеспечить режим жидкостного тре-
ния на всех нагрузках.
На рис. 59 приведены зависимости смещения нижней и верх-
ней направляющих салазок токарно-карусельного станка при
нагрузке на ползун, имеющий вылет 700 мм (см. рис. 91, а).
В зоне средних нагрузок (Т^20,кН) общая деформация опре-
деляется податливостью базовых деталей, а при больших на-
грузках жесткость гидростатических направляющих даже выше
вследствие исключения контакта по узким кромкам.
Станины тяжелых станков для снижения прогибов устанав-
ливают на индивидуальном фундаменте, который и определяет
ее жесткость. Увеличение момента инерции сечения станины мало
сказывается на прогибе, в то время как увеличение жесткости
фундамента приводит к пропорциональному увеличению жестко-
5—920
113
Рис. 61. Схема упругой деформации и поперечное сечение ползуна
сти. Высоту фундамента определяют расчетом на жесткость сис-
темы станина — фундамент, исходя из норм точности на прямо-
линейность. Высоту станины при длине L=10... 20 м выбирают
в пределах (0,03 ... 0,1) L. Расстояние между башмаками вдоль
станины — не более высоты станины.
Уменьшение деформаций направляющих деталей типа попе-
речин, консолей 5 (рис. 60) достигается за счет разгрузки их от
массы перемещаемых узлов. Для этого предусмотрена стальная
балка 1, воспринимающая через пружину 2 и ролик 3 массу суп-
порта 4. Балка закреплена на консоли в местах связи 6 консоли
со стойкой 7 (в зоне направляющих).
Эффективным и более простым способом уменьшения проги-
бов поперечин, консолей и т. п. является придание направляю-
щим формы, обратной той, которая получается при деформирова-
нии (например, за счет выставки привернутых направляющих,
выполненных в виде планок; деформирования их болтами в тре-
буемом направлении и т. п.).
Деформация ползунов. Наибольшую долю (80 ...90%) в об-
щую деформацию узла с гидростатическим смазыванием ползу-
нов вносит их собственная податливость. При большой нагрузке
деформация ползуна (рис. 61) на длине опоры может превышать
зазор в ней, что приводит к контакту узкими площадками по обе-
им сторонам ползуна и к его защемлению. Угол поворота при
изгибе
а=аД/7/(3£'/), (42)
где I— момент инерции сечения ползуна.
114
Уменьшение толщины пленки в результате деформации пол-
зуна
Lhn=LaAFl{^EI).
Например, для токарно-карусельного станка с диаметром об-
работки до 8 м и сечением ползуна 380X310 мм при длине опоры
L=400 мм зазор в ней (2Ла=80 мкм) полностью выбирается при
максимальном усилии (120 кН) уже при вылете ползуна на 1 м
только за счет его собственной деформации. Таким образом, обес-
печить режим полного жидкостного трения при больших нагруз-
ках в конструкциях с неподвижными опорами ползуна не удается
из-за низкой жесткости самого ползуна. Однако и здесь большая
часть нагрузки снимается, что гарантирует требуемую плавность
перемещения. В этих условиях необходимо опоры выполнять из
антифрикционного материала (бронзы, сплавы и т. п.). Нагруз-
ка, при которой возникает контакт в опорах ползуна, зависит от
выбора параметров опоры.
Весь зазор выбирается от перекоса Д/гп, смещения центра опо-
ры Дс и перекоса Д3 из-за податливости задней опоры, т. е. ha—
~Дйп+Лс+Лз, где Д3— смещение шпинделя на торце передней
опоры из-за податливости задней опоры.
Выражая Д/гп, Дс и Д3 через параметры опоры, получим
LaA г- I '^(а + Л) , FLa .
&EI 1 АС 1 2А2С
где С — жесткость масляного слоя передней опоры (в системе
насос-карман C—12pibnCsL/h, где pt—давление в карманах в
среднем положении ползуна).
Дифференцируя выражение dF]dL, найдем оптимальное зна-
чение длины опоры
Д>пт=-7 К1°>5£7Л (1+Д/а)]/(А&пС4).
При одинаковой длине L передней и задней опоры последняя
не оказывает влияния на выбор оптимального значения L, так
как Д3 прямо пропорционально L, а смещение задней опоры об-
ратно пропорционально L. При реальных параметрах опор кару-
сельных станков <z/L=0,l... 1, Cs,~0,6, &п«0,3//п (77п — высота
ползуна), pi=2 МПа, ЯпМ~0,25.
Для среднего вылета ползуна оптимальная величина £=•
= (0,8... 1)/7п- При дроссельной системе L больше примерно в
1,4 раза. Максимальное усилие на ползуне до возникновения
контакта
^тах” М4пт«Л/(6£7) Ц- ha {а + A)l{\2AplbllCsLcnA\-
Влияние собственной деформации ползуна оценивается по
первому слагаемому знаменателя, а жесткости опор — по второ-
115
Рис. 62. Характерные деформации планок направляющих поступательного пе-
ремещения (а), взаимодействие планок и направляющих через масляный слой
(б) и повышение жесткости крепления планок (s)
му. Максимально возможная нагрузка может быть оценена при
втором слагаемом, равном нулю.
В реальных условиях имеется ряд конструктивных ограниче-
ний (по давлению pt и т. п.) и длина опоры не всегда может быть
выбрана оптимальной. Увеличение длины против Д,пт более бла-
гоприятно, чем уменьшение. Часто крупные ползуны (сечением
более 300 мм) располагают на трех опорах. В этом случае при
расчете несущей способности масляного слоя следует помнить,
что передняя опора дополнительно нагружается паразитной си-
лой, равной произведению жесткости средней опоры па деформа-
цию ползуна в ней.
Несущая способность ползуна при его работе на кручение
еще в большей степени определяется собственной жесткостью.
Например, в ползуне сечением 210X210 мм 80% нагрузки вос-
принимала опора, вблизи которой происходит нагружение, а вто-
рая опора из-за крутильной податливости воспринимала только
20% общей нагрузки.
Деформации деталей опоры при отсутствии смазочного ма-
териала соизмеримы или превышают податливость опор при
включении системы питания. Таким образом, жесткость гидро-
статической опоры при работе ползунов на кручение выше, чем
жесткость опор скольжения.
Повышение несущей способности ползунов может быть до-
стигнуто при применении регуляторов с бесконечно большой
жесткостью (эффективность зависит от жесткости ползуна). Ра-
дикальное повышение жесткости достигается при применении
упругих и плавающих опор, которые позволяют устанавливаться
рабочей поверхности опоры параллельно плоскости ползуна с
учетом его деформации.
Для замкнутых направляющих характерным является отжим
планок (рис. 62, а) при подаче смазочного материала под дав-
116
лением. При этом вместо плоского масляного слоя образуется
масляный клин, что приводит к уменьшению жесткости и нагру-
зочной способности направляющих. Схема взаимодействия пла-
нок и масляного слоя показана на рис. 62, б. Пружина жестко-
стью Си (жесткость масляного слоя дополнительной направля-
ющей) присоединена параллельно пружине, имеющей жесткость
Ci (жесткость основной направляющей). Одновременно пружина
жесткостью Сц соединена последовательно с пружиной Сп (жест-
кость планок). При последовательном соединении пружин их
общая жесткость будет меньше жесткости менее жесткой пружи-
ны. По этой схеме можно определить такое значение жесткости
планок, при котором их можно считать абсолютно жесткими.
При эксплуатации вследствие обжима крепежных элементов
наблюдается ослабление крепления планок и увеличение зазора
в направляющих бп=бв&/а. Конструкция по рис. 62, в уменьша-
ет эти явления, так как усилие воспринимается буртом 1, кро-
ме того, деформация (растяжение) бв винтов крепления планок
сказывается на изменении зазора в направляющих примерно в
3 раза меньше (по закону рычага), чем при традиционной схеме
вследствие благоприятного соотношения размеров а и Ь.
Необходимо исключать также большие местные деформации
базовых деталей. На рис. 63, а показана конструкция замкнутых
направляющих салазок. При малой величине t может возникать
«вспучивание» металла при закреплении винтами. Например, при
^ = 3...5 мм (испытывались чугунные салазки с винтами М24)
величина вспучивания составляла 30 ...40 мкм при длине (зоне)
30... 40 мм.
Рис. 63. Местные деформации направляющих (а) и способы их уменьшения
(б, в)
117
Для уменьшения этого явления назначают /^10 мм (при
М20..М24) или исключают резьбу из зоны расположения на-
правляющих (рис. 63,6). Важно также уменьшить местные де-
формации базовых деталей в месте крепления направляющих к
корпусу. На рис. 63, в приведена схема крепления направляющих
к корпусу базовой детали. Нужно хорошо проработать располо-
жение ребер в местах передачи усилий от направляющих к кор-
пусу (IV схема). Примерная относительная жесткость направ-
ляющих для рассмотренных случаев составляет:
Тип схемы (рис. 63, в) ... . I II III IV
Относительная жесткость, % • 100 35 ... 90 25—80 120... 130
В замкнутых направляющих большое влияние на их рабо-
тоспособность оказывает отклонение от параллельности рабочих
поверхностей. При взаимодействии основной и дополнительной
направляющих возникает сложный характер распределения на-
грузки на опоры и большая неравномерность зазоров, что может
привести к металлическому контакту. Базовые детали с разомк-
нутыми направляющими обеспечивают большую равномерность
зазоров. Чтобы избежать влияния отжима планок, применяют
упругие и плавающие опоры (рис. 64).
Основные 2 и дополнительные 3 направляющие неподвиж-
ной детали / (рис. 64, а) взаимодействуют с основными 4 и до-
полнительными 5 направляющими подвижного узла 6. Направ-
ляющая образована плавающими опорами 9, которые могут сво-
бодно перемещаться в вертикальном направлении и находиться
в равновесии под действием давления масла в полости И и дав-
ления в направляющей. Полость 11 образована уплотнительным
кольцом 12. В опоре 9 выполнены карманы 10, в которые от
насоса 8 постоянного давления через дроссели 7 и каналы 13
и 14 подается масло. В полость И масло подается от насоса 8
через канал 13.
При подаче масла между основными направляющими обра-
зуется зазор Ль а между дополнительными — h'. Величина h' при
заданном давлении ри определяется только сопротивлением дрос-
селей 7. При изменении этого зазора, вызванном изменением на-
грузки, погрешностями изготовления направляющих 3, отжатия-
ми и т. д., давление в карманах 10 изменяется. Поскольку давле-
ние масла в полости И остается неизменным, равновесие
плавающих опор нарушается и они смещаются до тех пор, пока
не восстановится давление масла в карманах, а следовательно,
и зазор h\. Площадь карманов плавающих опор выбирают так,
чтобы предварительный натяг превышал максимальную внеш-
нюю нагрузку (параметры со штрихом относятся к дополнитель-
ной опоре).
Направляющие с поворачивающимися опорами показаны на
рис. 64, б. В этих направляющих опоры 1 могут качаться вокруг
118
<>)
Рис. 64. Гидростатические направляю-
щие с плавающими опорами:
а — с подвижными опорами; б —с повора-
чивающимися опорами; в — с поворачива-
ющимися опорами при предварительном
нагружении; г — направляющая
оси, параллельной направлению перемещения узла 3. Опоры
опираются на соответствующие поверхности узла 3 и планки 4
узким пояском 2 и закреплены винтами 6 с уплотнительными
кольцами 5. Благодаря зазору между винтом и отверстием опора
может поворачиваться. При отжатии планки 4 изменяется рас-
пределение давления масла, подаваемого в зазор между рабо-
чими поверхностями опор и станины 7. Это приводит к возник-
новению на опоре пары сил, стремящихся расположить ее па-
раллельно направляющей станины.
Однако компенсировать изменение толщины масляной пленки
при отжатии планок для такой конструкции опор не удается.
Уменьшить перемещение при отжатиях можно путем установки
пружин 3 (рис. 64, в) между планкой 2 и винтом 1. Сила сжатия
119
пружины определяет величину предварительной (постоянной)
нагрузки, не зависящую от внешней нагрузки. Точность переме-
щения подвижного узла при этом определяется только точностью
изготовления основных направляющих, так как погрешности из-
готовления дополнительных направляющих в большей мере ком-
пенсируются плавающими опорами.
При применении плавающих опор можно назначать умень-
шенные зазоры в направляющих, повышать жесткость и снижать
расход масла. В опорах с постоянной силой поджима жесткость
в 1,5—2 раза выше, чем у незамкнутых направляющих с дрос-
сельным регулированием. Жесткость масляного слоя направля-
ющих с плавающими опорами и переменной силой прижима при-
мерно на 30% выше, чем у обычных замкнутых направляющих.
Жесткость зависит от зазора только на основной направляющей.
Угловая жесткость повышается в 1,5—2 раза по сравнению с
обычными направляющими с дроссельной системой питания.
На рис. 64, г показано конструктивное исполнение плавающих
опор стола продольно-фрезерного станка. Между плавающими
опорами 1 и напоавляющей выдерживается постоянный зазор
независимо от нагрузки на стол, что обеспечивается соотноше-
нием площадей верхнего и нижнего торца и сопротивлением
дросселя 2. Плавающие опоры использованы также в направ-
ляющих суппорта тяжелых токарных станков (диаметр 5, длина
20 м); в направляющих подвижного портала продольно фрезер-
ных станков, в направляющих салазок некоторых карусельных
станков.
Деформация шпиндельных подшипников. Характерными де-
формациями шпиндельных подшипников являются изгиб шпин-
делей и податливость опор. Схема деформации шпинделя ана-
логична рис. 61. При недостаточной жесткости шпинделя может
возникнуть контакт между шпинделем и втулкой и повреждение
подшипника даже при небольшой нагрузке. Изменение толщины
масляной пленки подсчитывают как и при расчете ползуна.
Упругие деформации шпинделей диаметром до 100 мм ока-
зываются столь значительными, что увеличение жесткости мас-
ляного слоя до бесконечно большой величины снижает общую
податливость на 15...20%. Оптимальная ширина втулки подшип-
ника L (см. рис. 61) определяется, исходя из максимальной на-
грузки F, аналогично оасчету длины опоры ползуна:
ZonT=0,5 V(d4— d4m) f (1 + Ala) hal(.dpK)/A,
где d, dw — наружный и внутренний диаметр шпинделя [при ре-
альных параметрах опор 2Aa=10"3d; dBH=0,7d; Л/с?=3,5...4
(Л/а=1 ...2); рп=(3...5) МПа; £Опт=(0,7... l,l)d].
Минимальная толщина масляной пленки при нагрузке F
hm^ = ha — F {32АаЛ/[Зл (d4 — d4H) 4- 2 (а + Л) hal(3Ap„S^)}.
120
Рис. 65. Смещение переднего кон-
ца шпинделя горизонтально-рас-
точного станка с диаметром шпин-
деля 125 мм от нагрузки:
1 — без смазочного материала; 2— с
дроссельной системой питания; 3 —
расчетный прогиб шпинделя; 4 —с ре-
гуляторами
6, мкм
Максимальное усилие до возникновения контакта
Лпах=Ла/{64АОПТД а/[6л (o'4 — o'4,,) f] -ф- ha (a + A )/(Ap„dLom)}.
На рис. 65 показаны кривые деформаций шпиндельного узла
горизонтально-расточного станка в зависимости от нагрузки. Ха-
рактер деформации определяется в основном собственным про-
гибом шпинделя. Даже применение регулятора (см. рис. 44),
обеспечивающего получение большой отрицательной податливо-
сти масляного слоя, уменьшает общую податливость опоры всего
около 2 раз.
На рис. 66, а приведена конструкция круговых замкнутых
направляющих планшайбы, в которой рабочие поверхности вы-
I’iic. 66. Способы уменьше-
ния деформаций радиальных
опор за счет рациональной
силовой схемы (а), установ-
ки дополнительной опоры
под планшайбу (б) и осево-
|о многокамерного подшип-
ника (б)
121
полнены так, чтобы треугольник сил, действующих на планшай-
бу 1, был замкнут, благодаря чему уменьшаются упругие дефор-
мации. Повышения жесткости передней опоры шпинделя на 40 ...
50% в тяжелых токарных станках достигают за счет установки
дополнительной гидростатической опоры под планшайбу. При
этом точность обработки не ухудшается.
Шпиндельный узел тяжелого токарного станка показан на
рис. 66, б. Подача масла в передний и задний четырехкамерные
подшипники осуществляется насосами 1 и 2. Распределитель 3
соединен с несущими карманами передней опоры и при измене-
нии нагрузки на опору и давления масла в карманах золотником
переключают контакты контактора 4 и включают серводвигатель
5, который управляет производительностью регулируемого насо-
са 6, питающего карманы 7 дополнительной опоры планшайбы.
Деформации опор зависят от конструктивного исполнения под-
шипников. Жесткость и несущая способность радиальных под-
шипников повышаются на 25 ...30% при применении в передней
опоре многокарманного (чаще всего i—4) осевого подшипника
(рис. 66, в).
ТЕПЛОВЫЕ ДЕФОРМАЦИИ
Большое влияние на работу больших гидростатических опор
оказывают тепловые деформации деталей опоры. Потери на тре-
ние в направляющих с небольшой скоростью скольжения (в при-
водах подач) пренебрежительно малы, а в опорах привода глав-
ного движения при больших частотах вращения превышают по-
тери в подшипниках качения. На рис. 67, а показано изменение
мощности трения в опорах расточного станка (кривая /; диаметр
шпинделя 205 мм) и в круговых направляющих планшайб диа-
метром 4 и 10 м токарно-карусельных станков (кривые 2 и 3)
при различной скорости v скольжения.
При v= 12,9 м/с потери в гидростатических подшипниках ока-
зались выше, чем в опорах качения для одинакового диаметра
шпинделя. Мощность трения в токарно-карусельных станках при
гидростатическом смазочном материале в 3...4 раза ниже, чем
при гидродинамической.
Графики изменения температуры масла в опорах планшайб
(кривые 2 и 3) в направляющих поступательного перемещения
(кривые 4 и 5), в шпиндельных подшипниках (кривая 1) при
работе без холодильных установок приведены на рис. 67, б. Наи-
более интенсивное разогревание (50% полного нагрева за 8 ч)
происходит за первые 1 ... 2 ч работы станка.
С достаточной для практики точностью можно считать, что
нагревание масла в опоре происходит по экспоненциальному за-
кону:
д t=(/у — /0) (1 — е-гр/гн), (43)
122
Ру кВт
&t,°c
Рис. 67. Тепловые процессы в опорах:
а — потери мощности на трение в слое смазки расточного станка (кривая 1} с диа-
метром шпинделя 205 мм (применяемое масло И-14А); планшайбы диаметром 4 м ка-
русельного станка (кривая 2\ масло И-5А) и токарио-карусельного станка диаметром
10 м (кривая 3; масло индустриальное 20); б — изменение температуры масла: в шпин-
дельной опоре диаметром 205 мм (кривая /); в круговых направляющих планшайб диа-
метром 4 и 8,75 м (кривые 2 и 3); в направляющих поступательного перемещения са-
лазок карусельных станков с регуляторами (кривая 4) и системой питания иасос-кар-
маи (кривая 5); в, г — температурные деформации деталей (кривые 1 и 2 соответственно
деформации планшайбы и основания)
где ty и to — установившаяся и начальная температура; /р— вре-
мя работы; Д/— избыточная температура смазочного материала,
вытекающего из опоры за время работы tv; Тп — постоянная вре-
мени при нагревании.
Постоянные времени для различных опор определяли экспе-
риментально по кривой нагревания и охлаждения. Постоянная
времени при остывании деталей превышала постоянную времени
при нагреве в 2... 4 раза.
Постоянные времени Тп ряда опор приведены ниже:
123
Планшайба диаметром 4000, мм.............................. 1,5
Салазки 1250X1250X250, мм................................2,5 ... 3
Суппорт 2000X500X500, мм................................ 1
Шпиндель диаметром 200... 240, мм......................... 0,8
Нарастание температуры масла при tv<Tn происходит по ли-
нейному закону и фактическая избыточная температура смазоч-
ного материала в системе питания за время работы /р без ох-
лаждения
A/=/pQA/H/ai6, (44)
где wg — вместимость бака; Д(и—избыточная температура
смазочного материала в опоре, рассчитанная по затратам мощ-
ности с учетом теплоотвода:
^a=(PQ-\-pv)^-kT)l(Q?Cp), (45)
где йт — коэффициент, учитывающий теплоотвод деталей
опоры.
Полученный экспериментально с учетом формул (44) и (45)
коэффициент /гт при wq/Q= 12 ... 20 для планшайб различного
диаметра РПл приведен ниже:
Диаметр планшайбы, мм &т
1 600 ....................... 0,25
4 000....................... 0,5
6 300 ....................... 0,65
10 000....................... 0,75
Подставляя уравнения (44) и (45) в уравнение (43) при /р=
— Т^2, имеем
i-y— 1,257"И(Рq-\-Pv) (1 —^T)/(w6/pCp) + /0.
Таким образом, установившаяся в опоре температура зависит
от потерь мощности (давления и расхода смазочного материала),
скорости скольжения, вместимости бака, теплоотвода базовыми
деталями, постоянной времени опоры.
Время работы до установившейся температуры в станке (у—
=37’11, как правило, больше времени обработки точно располо-
женных относительно друг друга поверхностей деталей, т. е.
обработка деталей происходит при постоянно изменяющейся теп-
ловой деформации станка и ее необходимо уменьшать.
Тем не менее в гидростатических опорах постоянная времени
разогревания меньше и стабилизация положения узлов проис-
ходит быстрее, чем в опорах других типов, что благоприятно
сказывается на точности обработки. Применение холодильных
установок уменьшает избыточную температуру At смазочного
материала в системе питания, но не изменяет избыточную темпе-
ратуру Д(и в опоре, так как она определяется только параметра-
ми самой опоры.
124
Характер деформации деталей зависит от конструкции стан-
ка. Например, нагревание планшайбы сопровождается ее чаше-
образной деформацией (рис. 67, в), что связано с неравномерным
распределением теплоты. Температура направляющих практиче-
ски не передается верхней плоскости планшайбы. Максимальная
тепловая деформация наблюдается в зоне расположения направ-
ляющих (рис. 67, г).
Ориентировочный расчет деформации 6t планшайбы при
Ная/Ьал^0,2 можно проводить в предположении линейного рас-
пределения температуры по высоте планшайбы:
8<=а7)ПлДД/(8//пл),
где а — коэффициент линейного расширения; Нлл — высота план-
шайбы.
Аналогично можно рассчитать и деформацию салазок, при-
няв вместо £>пл их длину. Деформации деталей типа стоек, са-
лазок происходят в различных направлениях не одинаково. В го-
ризонтальной плоскости (рис. 68, а) при симметричной конструк-
ции направляющих 1 и 2 тепловые деформации не велики
(основные деформации в вертикальной плоскости). Из-за откло-
нений от симметричности основных 1 и дополнительных 2 на-
правляющих (рис. 68, б) происходит их значительная дефор-
мация.
Показательны результаты измерения смещения конца ползу-
на токарно-карусельного станка диаметром обработки до 4 м,
представленные на рис. 68, в. Разные условия теплоотвода по
передней и задней граням опор ползуна, деформация салазок
обусловили смещение ползуна (140 мкм при Д£И=7°С) в направ-
лении Y. В направлении X конструкция обладает большей сим-
метричностью как опор ползуна, так и горизонтальных направ-
ляющих салазок, определяющих смещение в этом направлении,
и деформация меньше.
Влияние тепловых деформаций на работу опор. Чашеобраз-
ная деформация круговых направляющих приводит к уменьше-
нию толщины масляной пленки, так как изменяется сопротивле-
ние истечению карманов. На рис. 69, а показан характер изме-
нения температуры масла в направляющих (кривая 1) и тол-
щины масляной пленки (кривая 2) при непрерывном вращении
в течение времени t планшайбы диаметром 8,7 м токарно-кару-
сельного станка 1Д591 (ширина направляющих 460 мм; средний
диаметр 5,8 м; частота вращения 14,1 мин"1; используемое мас-
ло— индустриальное 20; система питания насос-карман; расход
масла через направляющие 60 л/мин; затраты мощности около
35 кВт).
В конце обкатки разность толщины масляной пленки вслед-
ствие тепловых деформаций на наружном и внутреннем диаметре
направляющих достигала А/гг= 120 мкм.
125
Рис. 68. Температурные деформации направляющих поступательного переме-
щения;
а — разомкнутых (для деталей типа стоек); б — замкнутых; в—направляющих ползуна
и салазок токарно-карусельиого станка диаметром обработки до 4 м
Для оценки допустимой избыточной температуры масла мож-
но считать (по результатам измерения планшайб диаметром
4...9 м), что избыточная температура в 1°С приводит к перекосу
направляющих шириной 100 мм на 2...3 мкм. Достаточно про-
стым и эффективным способом борьбы с тепловыми деформа-
циями является придание поверхности направляющей формы,
обратной той, которая образуется в результате деформирования.
На рис. 69, б приведены кривые изменения толщины масля-
ной пленки в опоре планшайбы диаметром 4 м в зависимости от
времени обкатки t с различной формой направляющих (режим
126
Рис. 69. Влияние температурных деформаций планшайб на толщину масляной
пленки токарно-карусельных станков диаметром обработки до 10 м (а) и 4 м
(б) при конусообразной (кривая 2) и плоской (кривая 1) направляющей план-
шайбы
работы: масло И-5А, п=55 мин-1, система питания насос-кар-
ман). При применении конусообразной направляющей с конус-
ностью A/z=40 мкм (кривая 2 на схеме II) изменение толщины
масляного слоя во времени уменьшается, что благоприятно ска-
зывается на работоспособности и точности станка. Рекомендуе-
мая конусообразность составляет 10... 15 мкм на 100 мм ширины
направляющих. В опорах с диаметром планшайбы 4 м и более
при скорости скольжения до 9 м/с избыточная температура А(и
не должна превышать 10... 12°С.
При больших температурных деформациях планшайб, воз-
никающих при высоких скоростях, необходимо избегать много-
рядной конструкции опор. Например, в конструкции, показанной
на рис. 85, б, при разогревании планшайбы вся нагрузка будет
восприниматься упорным подшипником (если он установлен не-
подвижно в осевом направлении) и гидростатические направляю-
щие работать не будут.
Тепловые деформации шпиндельных опор вызывают измене-
ние геометрии отверстия (из-за разной теплопроводности кор-
пусных деталей, первоначально установленных зазоров в под-
шипнике, вследствие различного коэффициента линейного рас-
ширения деталей, образующих опору), перекос оси шпинделя в
результате не симметричной деформации корпуса.
Так, в рациональной конструкции опоры, показанной на
рис. 70, а, с точки зрения жесткости и технологичности узла при
определенных конструктивных соотношениях опоры и температу-
ре может наступить заклинивание осевого подшипника из-за
127
Рис. 70. Конструкция шпиндельных опор
различного коэффициента линейного расширения бронзовой
втулки 1 и стального шпинделя 2. Например, при Л = 230 мм и
нагревании на 20°С зазор уменьшается на 32 мкм; шпиндель (па-
раметры: ^=240 мм, й=50 мкм, применяемое масло индустри-
альное 12) оказался работоспособным при частоте вращения
меньше 1200 1/мин. Причем заклинивание происходит по внут-
ренним пояскам 3 и 4, так как здесь втулка нагревается макси-
мально. Повысить частоту вращения можно, например, за счет
занижения внутреннего пояска относительно наружного на 20 ...
30 мкм либо выполняя поверхности торцов коническими, компен-
сирующими тепловые деформации. Допустимая избыточная тем-
пература масла ориентировочно
Д/н< (A — Amln)/[A (авт — аш)],
где ftmiu—минимально допустимая толщина пленки; аВт и аш —
коэффициенты линейного расширения втулки и шпинделя.
Охлаждение наружной поверхности втулки может привести
к отрицательным результатам, поскольку возникают большие пе-
репады температуры между наружной и внутренней поверхностя-
ми втулки 1 и искажение ее формы. Для устранения заклинива-
ния целесообразно высокоскоростные подшипники выполнять с
узким буртом I (рис. 70, б). При этом осевой зазор при нагрева-
нии будет несколько увеличиваться, так как стальная деталь
выполнена охватываемой.
В конструкциях опор всех типов, подверженных большим теп-
ловым деформациям, следует избегать схем, в которых из-за
различных коэффициентов линейного расширения деталей рабо-
чий зазор может уменьшаться. Требуется тщательно анализиро-
вать работоспособность деталей опоры, выполненных из материа-
128
15. Смещение конца оправки расточного станка
при температурных деформациях
Параметр Время обкатки, мин
0 15 30 60 120 180
Температура масла, °C 29,5 35 35,5 35 37 41,5
24,5 24,5 25,5 26 26 26
Смещение шпинделя, мкм 0 14 17 34 70 140
0 3,5 7,7 14 12 15,2
лов с различными коэффициентами линейного расширения. На-
пример, при нагревании направляющих возможно нарушение
крепления приклеенных планок, их смещение относительно ба-
зы, если они прилегают по торцам, и т. п.
Тепловые деформации шпиндельных опор вызывают перекос
оси шпинделя и погрешность обработки. В табл. 15 приведены
данные о смещении конца оправки длиной 500 мм горизонтально-
расточного станка 2П637МФ4 диаметром шпинделя 160 мм (диа-
метр опоры 240 мм) при частоте вращения 800 мин”1 [в числи-
теле приведены данные при недостаточной (примерно в 2 раза)
мощности холодильной установки, а в знаменателе при правиль-
но выбранной мощности].
В замкнутых направляющих поступательного перемещения
тепловые явления могут привести к заклиниванию, когда величи-
на деформации больше зазора в направляющих. Поэтому целе-
сообразно выполнять симметричные конструкции, предусматри-
вать карманы только на краях направляющих (при салазках раз-
мером J2... 3 м) и исключить карманы в середине салазок.
Температурные деформации многоопорных замкнутых направ-
ляющих приводят к снижению несущей способности и жесткости.
Кроме изменения сопротивлений в карманах и перераспределе-
ния нагрузки происходит взаимное нагружение опор паразит-
ными усилиями, причем наиболее интенсивно реагируют на из-
менение температуры направляющие, имеющие большую
жесткость масляного слоя. Например, при нагревании масла
гидростатических направляющих салазок на 10°С изменение дав-
лений в крайних карманах основной направляющей (см. рис.
68, б) происходило примерно на 10% при системе питания насос-
карман и на 70% при питании от регуляторов.
Для уменьшения температурных деформаций большое значе-
ние имеют также рациональная конструкция насосной установки
и выбор параметров системы смазывания. При этом, если конст-
рукция насосной установки должна способствовать эффективно-
му рассеянию выделяющейся теплоты (использование баков
129
большой вместимостью Шб/<2^12; размещение их вне станка
и т. п.), то выбором оптимальных параметров системы смазы-
вания можно свести к минимуму тепловыделения при обеспече-
нии требуемых характеристик направляющих. Рассмотрим фак-
торы, влияющие на выбор параметров опор и системы смазыва-
ния.
При малых скоростях перемещения узлов станка (в приводах
подачи) тепловыделение гидростатических опор определяется, в
основном, насосной установкой. В этом случае снижение тепло-
выделения достигается уменьшением расхода масла через на-
правляющие, зазора (ограничивается погрешностью изготовления
поверхностей и деформациями), увеличением площади перемычек
и применением более вязкого масла. Указанные меры одновре-
менно повышают демпфирование опор. Повышение вязкости
масла улучшает его смазывающую способность и увеличивает
ресурс работы насосов. С ростом скорости скольжения сущест-
венную роль начинают играть потери на вязкое трение и к кон-
структивным параметрам системы смазывания предъявляются
противоречивые требования: так, если для снижения мощности
насосной установки необходимо повышать вязкость (уменьшать
расход), уменьшать зазор и увеличивать площадь перемычек, то
для снижения вязкого трения перечисленные параметры необхо-
димо изменять в противоположную сторону. В этих условиях
поиску оптимального сочетания параметров конструкции должно
быть уделено серьезное внимание с учетом значимости каждого
параметра и преобладающих режимов работы станка.
Велика роль системы питания карманов. Минимальные по-
тери обеспечиваются при использовании системы насос-карман.
При других системах происходят дополнительные потери мощно-
сти на дросселирование и они особенно велики при большом рас-
ходе масла через карманы. Вместе с тем нужно анализировать
и влияние систем питания на работоспособность опоры. Напри-
мер, в шпиндельных опорах при нагревании масла происходит
нежелательное падение давления в карманах и снижение жест-
кости масляного слоя.
Основной нагрев масла в скоростном подшипнике обусловлен
потерями на трение в опорах, поэтому температура и вязкость
подводимого масла к подшипнику и отводимого от него могут
существенно отличаться. Давление масла в карманах для сис-
темы насос-карман и дроссельной
Pi = QR^ (46)
А==Рн/?1/(/?1 + ^д). (47)
Если предположить, что к подшипнику подается масло с по-
стоянной вязкостью (например, при применении холодильной
установки), то сопротивление дросселей 7?д — постоянно и изме-
130
няется только сопротивление 7^ истечению подшипников. Ана-
лиз выражений (46), (47) и экспериментальные исследования
показали, что при нагревании подшипника давление в карманах
при дроссельной системе изменяется медленнее, чем в системе
насос-карман.
Например, при уменьшении вязкости масла в опоре в 2 и
4 раза падение давления Др при дроссельной системе
меньше соответственно в 1,33 и 1,6 раза. Если масло не охлаж-
дается, т. е. сопротивление 7?д изменяется одновременно с то
давление при дроссельной системе снижается медленнее, однако
абсолютная величина нагревания больше.
Существенное снижение температурных деформаций дает
применение холодильных агрегатов, причем в условиях гидроста-
тического смазывания, когда охлажденное масло подается в зо-
ну образования теплоты, их применение особенно эффективно (в
отличие, например, от опор качения, где охлаждаются детали,
в которых установлен подшипник).
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ СТАНКОВ
С ГИДРОСТАТИЧЕСКИМ СМАЗЫВАНИЕМ
ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ОПОРАМ
Гидростатические опоры требуют более тщательной прора-
ботки конструкции, поскольку ошибки при проектировании силь-
нее сказываются на их работоспособности, чем у опор качения
и скольжения. Здесь нет мелочей: неудачные способы подвода
масла к карманам и фиксирование деталей опор, лишняя фаска
в элементах системы питания, неправильные выбор емкости бака,
сопряжений и посадок деталей опоры, недостаточный учет спе-
цифики работы могут привести к полной потери работоспособ-
ности узла с гидростатическими опорами. Изготовление, сборка,
наладка узлов с гидростатическими опорами и их эксплуатация
также требуют аккуратности, навыков, понимания существа про-
цессов, происходящих в опорах. Эти обстоятельства ограничи-
вают более широкое применение таких опор в станках, хотя экс-
плуатационные характеристики в отдельных случаях ставят гид-
ростатические опоры вне конкуренции с опорами других
типов.
Считается, что гидростатические опоры обеспечивают высокую
надежность работы, исключают износ трущихся поверхностей.
Практически система смазывания, как правило, усложняется и
вероятность безотказной работы обеспечивается при тщательном
уходе и фильтрации масла. Несмотря на меры предосторожно-
сти по исключению попадания грязи, она полностью не удаля-
ется из трубопроводов, с деталей, задерживается на заусенцах,
а также проходит через фильтры и попадает в зазор между дви-
жущимися поверхностями, что приводит к возникновению рисок
на рабочих поверхностях в направлении скольжения. Поэтому
имеет место износ перемычек, ограничивающих карманы особен-
но при большой скорости скольжения. Имея в виду это обстоя-
тельство, часто увеличивают размеры перемычек сверх оптималь-
ной величины. В отличие от опор скольжения здесь не происхо-
дит приработки деталей, поэтому важно при изготовлении обес-
печить высокое качество сопряженных поверхностей (перекос
осей, отклонение от соосности, плоскостности и т. п.).
Конструкция станка, в котором применено гидростатическое
смазывание, имеет некоторые особенности. Для нормальной ра-
боты необходимо: исключить высокие удельные нагрузки при от-
ключении смазочного материала, которые не должны превышать
132
предельных величин, рекомендованных для опор скольжения; ис-
ключить возможность движения поверхностей скольжения до
момента создания в карманах рабочего давления; обеспечить
сбор утечек (без потерь) и отвод их в емкость; при проектирова-
нии емкостей для сбора масла следует иметь в виду, что боль-
шое количество масла растекается по базовым деталям и может
привести к недопустимому снижению уровня масла в баке; иметь
возможность контроля давлений в карманах в любой момент вре-
мени.
Высокая надежность работы гидростатических опор и направ-
ляющих обеспечивается конструктивной и эксплуатационной
стандартизацией, типизацией и другими методами.
Конструктивные методы повышения надежности. 1. Следует
применять наиболее простые (и, следовательно, надежные) си-
стемы питания. Использовать более сложные системы имеет
смысл лишь тогда, когда возможности простых полностью ис-
черпаны. При выборе той или иной системы питания нужно
помнить, что при переходе к системе, обеспечивающей более
высокую жесткость масляного слоя, повышаются требования к
элементам опоры, а именно: к качеству изготовления смазывае-
мых поверхностей; равномерности потоков системы питания
(для равномерного распределения нагрузки по карманам); ста-
бильности физических параметров масла (модуля упругости,
диапазона рабочих температур и т. п.); сильнее сказывается на
работу опор небрежность сборки (утечки масла, неправильная
разводка труб и т. п.); более жесткие ограничения по длине
трубопроводов от системы питания до карманов.
Следует стремиться к использованию многопоточных систем
питания с идентичными характеристиками всех потоков. В этом
случае не только упрощается наладка, но и проще находятся
источники нарушений в работе. При применении регулируемых
для каждого кармана систем питания в процессе их эксплуата-
ции возможно нарушение их нормальной работы (разрегули-
рование), например, при промывке дросселей. Следует избегать
систем питания, обеспечивающих отрицательную жесткость мас-
ляного слоя, так как они очень чувствительны к различным
нарушениям (погрешность изготовления, аэрация масла
и т. п.).
Система насос-карман является оптимальной. В частности,
исключается ее засорение из-за непрерывно вращающихся
деталей, обеспечиваются минимальные потери и высокая жест-
кость. Многопоточные дроссели также часто удовлетворяют
большинству требований. Они обеспечивают более стабильные
без пульсаций давления в карманах, что важно при достижении
высоких точностей. Как правило, в системе смазывания кроме
основного имеется резервный фильтр или же предусмотрена
непрерывная фильтрация масла (из бака в бак).
133
При проектировании станков необходимо обеспечить удоб-
ство обслуживания системы питания, возможность профилакти-
ческого контроля и ремонта при эксплуатации.
2. Принимая во внимание большую сложность и стоимость
ремонта тяжелых и уникальных станков, необходимо обеспечить
развитие диагностирования и контроль за функционированием
систем питания и состояния опор.
На рис. 71, а приведены схемы непрерывного автоматиче-
ского контроля подачи масла в карманы круговых разомкнутых
направляющих карусельных станков при числе карманов от 12
до 36 (показано только 8 карманов). Каждый карман соединен
134
через обратный клапан с трубой 1. При нормальной работе
всех насосов давления и равны. При неисправности (на-
пример, обрыве трубопровода 3) масло по магистрали 4 посту-
пает через дроссель 5 и трубопровод 3 на слив. Реле 2, настро-
енное на давление р2 = 0,25 ртш, регистрирует нарушение. Для
визуального контроля давления во всех карманах предусмотре-
ны многопозиционные краны 6 с манометрами.
На рис. 71, б показана схема контроля функционирования
системы питания шпиндельных или других замкнутых опор. Ес-
ли, например, в карман 1 по каким-либо причинам масло не
поступает или подается в недостаточном количестве, то переме-
щаемый пружиной золотник 2 включает реле 3 давления, сигна-
лизирующее о неполадках. Такое устройство применяют в
ответственных шпиндельных узлах, например, расточных стан-
ках диаметром шпинделя 160 и крупных радиальных опорах
диаметром до 1,4 м.
На рис. 71, в приведена схема контроля давлений в карма-
нах 1, 2, 3... опор, снижение давления в которых ниже опреде-
ленной величины фиксируется реле 4. В магистраль 5 включен
источник давления (масло, воздух), настроенный на минималь-
но допустимое давление в карманах pmin- Если давление в кар-
манах PiP2P3<Pmm, то произойдет деформация мембраны 6 и
включается реле давления 4.
В тяжелых продольно-фрезерных станках осуществляют
контроль потока (расхода) масла, подводимого к направляю-
щим (рис. 71, г). Часть общего потока, подводимого через от-
верстие /, протекает через кольцевой зазор между корпусом 2
и поршнем 3. Если поток достаточно большой, поршень 3 под-
нимается и при помощи магнита 4 срабатывает контакт 5.
Вторая (основная) часть потока поступает к карману направля-
ющей через отверстие 6. За счет изменения сопротивления дрос-
селя 7 можно изменять расход (от 0,1 до 2 л/мин), при котором
происходит срабатывание при т] = 0,175 Па-с.
3. Целесообразно применять бесшовные стальные трубы, по
возможности полностью отказаться от таких элементов, как
шланги (или применять их только между насосом и регулируе-
мым элементом, например, дросселем), обеспечить возможность
контроля всех резьбовых соединений.
4. Работоспособность опор’ и направляющих (особенно
замкнутых) зависит от рабочих зазоров. Поэтому зазор, как
правило, выдерживают за счет совместной обработки деталей
(например, шпиндель шлифуют по фактическим размерам отвер-
стий и т. п.). Обычно зазор задают с допуском 15... 20%. При
посадке втулок в корпус не следует делать большие натяги: это
может привести к искажению формы, уменьшению за-
зора и т. п. (предусматривают небольшой натяг или даже за-
зор).
135
Рис. 72. Схема (а) и деформация шипа (б) в зависимости от натяга крупных
радиальных подшипников:
1
1 — 6 = 9 мкм (Д = 0,15 мм); 5 — 6 = 31 мкм (Д = 0,35 мм)
Температура окружающей среды оказывает большое влия-
ние на зазор в опоре. Например, изготовление стального шпин-
деля диаметром 1 м при температуре 20°С, а бронзовой втулки
при /=25°С с учетом разных коэффициентов линейного расши-
рения приводит к тому, что при монтаже деталей расчетный
зазор, равный 80 мкм, будет полностью отсутствовать.
В этих условиях целесообразнее формировать окончательный
размер сопряженных деталей по измерениям, проводимым перед
обработкой, а также контролировать фактический зазор в
собранной опоре. Особенностью крупных опор является невоз-
можность пригонки втулок по валу, так как для обеспечения
зазора радиусы шпинделя и втулки должны быть разными.
Часто вместо расчетного зазора пытаются выполнить зазор
меньшей величины, что не допустимо. При назначении зазора в
подшипнике следует учитывать деформации шпинделя и втулки
при отключении смазочного материала, которые могут быть
соизмеримы с радиальным зазором (особенно при диаметре
шпинделя более 500 мм).
Кроме деформаций от внешней нагрузки необходимо исклю-
чить также деформации, возникающие при изготовлении под-
шипников. На рис. 72 приведена схема посадки шпинделя
подшипника диаметром 1,18 м на конус. Натяг обеспечивается
за счет зазора А между торцом основания и буртом шпинделя.
Удовлетворительные результаты (кривая 1) получены при Д=
= 0,15 мм, что соответствует радиальному натягу 20 ... 25 мкм.
Уже при А = 0,35 мм имело место сильное искажение геометрии
шпинделя (кривая 2), несмотря на большое сечение шпинделя,
равного 80 мм.
5. Рабочие поверхности опор нужно оберегать от забоин, для
чего шейки шпинделей закаливают. На перемычках (в дроссе-
136
73. Схема формирования рабочих
___1
Д.
1—Г
Рис.
поверхностей направляющих планшайбы
(а) и профиля реек (б) при помощи са-
мотвердеющих пластмасс
лирующих щелях) опор и направляющих недопустимы ракови-
ны, риски, пористость. Окончательную обработку рабочих
поверхностей (например, отверстий под шпиндель) целесообраз-
но производить после обработки карманов в них (это исключит
образование вспучивания металла и других дефектов в месте
выхода инструментов).
Недопустим монтаж шпинделя с ударом, например, по торцу,
что может приводить к местному вспучиванию металла и к
потере работоспособности. Необходимо тщательно продумать
транспортирование деталей, монтаж опор, так как при малых
зазорах можно повредить рабочие поверхности.
Эффективным, а при сложных сопряженных поверхностях
единственно возможным способом образования рабочих поверх-
ностей является использование пастообразных антифрикционных
компаундов на основе эпоксидных смол (например, УП-5-222,
УП-5-250, СКЦ-3 и др.).
На рис. 73, а показан пример получения рабочей поверхно-
сти направляющих 1 планшайбы 2, формирование которой
осуществляется наложением на предварительно нанесенный на
планшайбу компаунд 3 сопряженного основания 4 (или техно-
логического кольца). Для лучшего сцепления компаунда с по-
верхностью планшайбы на последней образованы риски глуби-
ной 0,5 ... 1 мм и шагом 1 ... 2 мм. Перед нанесением компаунда
поверхность планшайбы обезжиривают органическими раствори-
телями. Поверхность основания 4, по которой формируется
круговая направляющая планшайбы, покрывается разделитель-
ным составом. После отверждения полимера (примерно через
24 ч) основание снимают и удаляют облой. Такая технология
обеспечивает в пределах 5... 10 мкм идентичность сопряженных
поверхностей. Аналогично образуются поверхности направляю-
щих салазок, стоек и столов.
137
Перспективным представляется формирование замкнутых
направляющих, отверстий, шпиндельных опор и т. п., где слож-
но обеспечить точность сопряженных поверхностей. Эксплуата-
ционные характеристики передач со сложной формой сопряжен-
ных поверхностей (червяк-рейка, винт-гайка, винтовые направ-
ляющие шпинделя зубодолбежных станков и т. п.) зависят от
эквидистантности рабочих поверхностей с отклонением в преде-
лах 0,01 мм. Поэтому такая технология оказывается наиболее
эффективной.
При других методах обработки, например, при доводке про-
филя резьбы гаек при помощи притира (чугунный притир
шлифуют одновременно с рабочим винтом при одной настрой-
ке) фактический расход масла превышает расчетный для винта
диаметром 105 мм в 5,5, а для винта диаметром 180 мм в
3 раза. Фактический зазор, определяющий эксплуатационные
параметры передачи, больше расчетного в 1,4... 1,6 раза. На
рис. 73, б показана схема образования рабочей поверхности
реек 1. Последовательность изготовления следующая.
Производят шлифование (в термоконстантных условиях)
профилей рабочего червяка и мастер-червяка при неизменной
настройке шлифовального станка. Толщина витка мастер-червя-
ка делается больше, чем рабочего червяка, на величину зазора
в передаче 50... 80 мкм в зависимости от ее размеров. Рейку
устанавливают в приспособлении, в котором размер А выдержан
таким, чтобы при установке рейки 1 между ее зубьями и боко-
выми поверхностями мастер-червяка 3 образовался зазор около
1 мм на сторону.
Полимерный материал наносят на зубья рейки, а профиль
мастер-червяка покрывают тонким слоем разделительного со-
става. Мастер-червяк закрепляют полувтулками 2 и 4 в приспо-
соблении. При этом эпоксидная композиция полностью запол-
няет зазоры между витками мастер-червяка и зубьями рейки, а
излишки ее вытясняются. После отверждения полимера мастер-
червяк удаляется и на рейках образуется требуемый профиль.
Для облегчения получения карманов на профилях рейки на
поверхность червяка наклеивают полиэтиленовые полоски, вы-
полненные по форме карманов.
6. Как правило, в станках с гидростатическими опорами
необходима блокировка главного привода по отношению к рабо-
тающим насосам, а также звуковая (световая) сигнализация
при нарушении режима их работы. В отдельных случаях, когда
неполадки не устранены в течение некоторого времени, преду-
сматривают автоматическое отключение станка. Чтобы избе-
жать задиров направляющих при большой скорости скольжения
рабочих поверхностей, необходимо предусмотреть подачу масла
при движении узла по инерции (это очень важно для планшайб
карусельных станков с высокой частотой вращения и т. п.).
138
16. Характер торможения планшайб при внезапном отключении насосов
Нагрузка. кН п, мин—1 h, мкм t, с 3
0 25 82 11 2,6
46 91 24 11
270 25 54 6,5 1,5
49 54 14 7
Наиболее часто поломки происходят в системе электропита-
ния и маслообеспечения. Если при каком-то, даже редком, соче-
тании нагрузки и скорости возможны поломки (задиры) вслед-
ствие неполадок в этих системах, необходимо предусмотреть
параллельное присоединение дополнительной системы питания.
При дроссельной системе часто в качестве дополнительной
системы применяют гидроаккумулятор, питающий карманы при
выключенном насосе. Известны также конструкции, когда при
отключении электроснабжения систему подключают через
соединительную муфту к шпинделю (планшайбе и т. п.), благо-
даря инерции которого рабочие карманы снабжаются маслом
во время выбега. При большом времени выбега (для планшай-
бы диаметром 4 м — 10 ... 20 с) достаточно обеспечить питание
карманов в течение времени, за которое шпиндель (планшайба)
достаточно затормозится и выйдет за критическую скорость.
Для повышения надежности целесообразно применять мате-
риалы, хорошо зарекомендовавшие себя в опорах скольжения,
т. е. сочетания твердого материала с мягким и твердого с твер-
дым (сталь—бронза, сталь или чугун — пластмасса, закален-
ная сталь — по закаленной стали). Например, направляющие
планшайбы (или основания) карусельных станков покрывают
антифрикционным материалом. При испытании различных мате-
риалов на планшайбе диаметром 4 м получены следующие пре-
дельные показатели работоспособности pv направляющих
(pv— произведение давления в .направляющих на окружную
скорость). Например, для сочетания сплава ЦАМ.-10-5 — чугун:
/ш=18 Н-м/см2-с, для сочетания эпоксидный компаунд
УП-5-222— чугун; рп = 45,0 Н-м/см2-с. В табл. 16 приведены
время t и путь S торможения (число оборотов) планшайбы
диаметром 4 м.
Условия испытаний: масло И5-А; материал основания —
чугун; материал рабочей поверхности планшайбы — УП-5-222;
площадь трения направляющих 0,6218 м2; скорость скольжения
до 8 м/с.
139
Наблюдение за качеством поверхности при испытаниях про-
водили после каждых трех последовательных аварийных выклю-
чениях смазочного материала при одинаковых условиях испы-
таний. Для повышения надежности необходимо закреплять
втулки подшипника в корпусе, а кольцо, образующее бурт упор-
ного подшипника,— на шпинделе. В противном случае при ава-
рийных ситуациях втулки могут провернуться и срезать, на-
пример, трубопроводы (проворот кольца на шпинделе приводит
к его задирам и созданию неразъемного соединения).
7. Масло, кроме создания рабочего давления, обеспечивает
отвод теплоты от деталей станка и защищает их от коррозии.
Тип и вязкость масла выбирают исходя из условий работы.
Общее правило: при увеличении скорости скольжения в опоре
применяют менее вязкие масла. Одно из важных требований
при применении гидростатического смазочного материала —
это защита масла от загрязнения и обеспечение надежной
фильтрации при помощи отстойников и фильтров. Фильтры
встраивают в главный трубопровод за источником загрязнения
(целесообразно предусмотреть электрический контроль степени
загрязнения фильтров). При большом числе опор и нескольких
насосных установках более просто производить непрерывную
фильтрацию масла дополнительным насосом (из бака в бак), а
в систему питания подавать очищенное масло.
Тонкость фильтрации зависит от величины относительного
перемещения направляющих. В зазоре гидростатических опор
действует параболический закон распределения скорости тече-
ния масла. Частицы, движущиеся в середине зазора, имеют
большую скорость и могут «догонять» частицы, перемещающие-
ся ближе к поверхностям скольжения. При малой величине пере-
мещения это способствует «заращиванию» зазора. Чтобы этого
не происходило, размеры частиц не должны превышать '/3 зазо-
ра. При больших перемещениях поверхностей, чтобы исключить
абразивный износ, величины частиц не должны превышать
3/4 зазора. Обычно предусматривают фильтры грубой и тонкой
очистки. Перед первоначальным включением системы смазыва-
ния, а также после смены масла, замены гидроаппаратуры целе-
сообразно для очистки от грязи в течение не менее 1,5... 2 ч
сливать масло в бак (при отсоединенных трубопроводах нагне-
тания).
8. Важными вопросами в обеспечении эксплуатационной
надежности являются способы подвода масла к карманам и
обеспечение герметизации конструкции. Необходимо, чтобы
масло под давлением не попало под плоскость стыка, например,
между бронзовой планкой и салазкой, для чего предусмотрены
винты 1 (рис. 74, в).
Ненадежным является подвод масла через плохо контроли-
руемый стык (рис. 74, е, г), в котором трудно проверить уста-
140
Рис. 74. Схемы подвода
масла к карманам
новку уплотнительного кольца 1 и его эффективность. Наиболее
надежным является подвод смазывающего материала через
одну деталь (рис. 74, а, б, д). Конструкция по рис. 47, ж зани-
мает промежуточное положение между рассмотренными схема-
ми. При большом числе карманов (несколько десятков) герме-
тичность подвода масла становится серьезной проблемой и
требуется обязательный контроль всех соединений.
Если применяется система с регуляторами, то проверку
герметичности проводят при другой системе питания, например
дроссельной. В противном случае контроль становится невоз-
можен, так как поднять давление масла в кармане при наличии
утечек не удается. Необходимо исключить подачу масла через
пористый материал. Например, через чугун можно подводить
масло только при небольших давлениях, через бронзовые втул-
ки— при их изготовлении центробежным литьем. На рис. 75, а
кольцо 1 прижимается к направляющей 2 с небольшим усилием
(в соответствии с разными эпюрами давления слева и справа от
кольца), уменьшая расход масла через карман. На рис. 75, б
показана конструкция с использованием манжеты, а на рис.
75, в уплотнение осуществляется за счет перемычек 1. Наиболее
распространенной схемой сбора утечек с направляющих попе-
речин, станин и т. п. является применение лотков, расположен-
ных вокруг станины (поперечины, см. рис. 90, а). Наиболее
сложно осуществить герметизацию вертикальных направляющих
и ползунов. На рис. 75, г приведена конструкция уплотнений
при помощи манжет 1, выполненных по контуру ползуна с натя-
гом 2 ... 4 мм. При такой конструкции утечки полностью исклю-
чаются. На рис. 75, д уплотнения выполнены посредством запол-
нения полости между крышкой 2 и ползуном 3 самотвердеющей
смесью 1 на основе эпоксидного компаунда.
Для уменьшения износа и нагрева при больших скоростях
следует избегать контактных уплотнений (рис. 76, а). При по-
141
мощи резьбы 1 на валу 2 (рис. 76, б) или лабиринтного уплот-
нения 3 можно осуществить бесконтактную герметизацию. На
рис. 76, в, г приведены бесконтактные уплотнения шпинделя 1
горизонтально-расточных станков диаметром шпинделя ПО...
160 мм. Масло от осевого 2 и радиального 3 подшипника отво-
дится через отверстие 4. Применяют также отсасывание (рис.
76, д), и задача уплотнения сводится к тому, чтобы препятство-
вать попаданию загрязнений. Хорошее уплотняющее действие
достигается при применении сжатого воздуха (рис. 76, е, ж).
Шпиндель 1 расточного станка (рис. 76, ж) имеет возможность
как вращения, так и осевого перемещения и здесь предусмотре-
но воздушное уплотнение, расположенное во фланце 4. Масло
с втулки 2 вытекает по отверстию 3. Воздух попадает в полости
5 ...7 и препятствует как вытеканию масла, так и попаданию
грязи в опору при осевом перемещении шпинделя. Для умень-
шения влияния деформации шпинделя на качество уплотнения
предусмотрено плавающее кольцо 8, положение которого в
радиальном направлении зависит от положения шпинделя. Для
этого кольцо центрируется при помощи аэростатических опор
по торцу и в радиальном направлении.
142
Рис. 76. Уплотнения шпиндельных опор
143
9. Большое влияние иа
работу станка оказывает
температура масла. Макси-
мальная температура не
должна превышать 60...
65°С, так как при большей
рабочей температуре проис-
ходит интенсивное старение
масла (из-за больших темпе-
ратурных деформаций эле-
Рис. 77. Кривые для определения вме-
стимости баков
Р — потери мощности; Д/и — избыточная тем-
пература масла
ментов станка допустимая
температура ниже). Наибо-
лее простой путь уменьше-
ния нагрева масла — приме-
нение баков большой вме-
стимости. Для ответствен-
ных узлов емкость бака превышает минутную производитель-
ность насосов в 10... 15 раз.
Кривые, используемые для назначения ориентировочной
вместимости баков при заданной избыточной температуре ДД
масла в устоявшемся режиме работы, приведены на рис. 77.
Применив охладители, объем бака можно сделать меньше. Сни-
жение объема бака приводит к увеличению аэрации масла и
снижению модуля упругости, что отрицательно сказывается на
динамической жесткости масляного слоя и устойчивости работы
опор. Например, при вместимости бака соответствующий трех-
минутной подаче насоса модуль упругости масла И5-А умень-
шалось против номинального значения до 4 раз.
Необходимо исключить образование пены в баке смазывания,
вызванное низким уровнем масла, плохой герметизацией всасы-
вающих трубопроводов и т. п. Расположение насоса ниже уров-
ня масла (вертикальная компоновка) исключает возможность
подсоса воздуха. Слив в бак необходимо осуществлять ниже
уровня масла, предусматривать большой диаметр всасывающей
трубы насосов и располагать ее на 100 ... 150 мм от дна бака.
Полезно иметь вертикальные перегородки в баке с окнами у
дна; слив масла осуществлять в наиболее удаленный отсек бака
от всасывающих полостей насосов.
10. В отличие от опор качения конструкции гидростатиче-
ских опор и направляющих недостаточно стандартизованы. Из-
за этого необходимо проектировать подшипники для каждого
конкретного случая и проводить анализ наиболее характерных
параметров (жесткости, расхода и т. п.). В большей степени
типизации поддаются аппараты маслообеспечения и системы
питания. Создание типовых конструкций системы питания, фор-
мализация отладки, простота эксплуатации являются залогом
успешного применения гидростатического смазывания. Известны
144
Рис. 78. Стандартизованные подшипники:
а — конструкция; б — схема смазывания; / — манометр; 2— аккумулятор; 3 — реле дав-
ления; 4 — холодильная установка
системы питания, например, типа насос-карман (многопоточные
насосы), дроссельные (блоки с контрольной аппаратурой), мно-
гопоточные регуляторы, упрощающие наладку станка и не
требующие высокой квалификации сборщиков и эксплуатацион-
ников. Таким системам следует отдавать предпочтение. Типиза-
ции поддаются также и элементы конструкции опор и направ-
ляющих. Например, известны гидростатические направляющие
из типовых опор. Фирма СКФ (Швеция) выпускает радиальные
подшипники диаметром до 170 мм, выполненные из типовых
элементов (рис. 78, а). Подшипники могут быть выполнены с
внутренними кольцами 1 и без них. Наружную втулку 2 и
кольцо 1 устанавливают с натягом. В обычном исполнении
подшипников применены дроссели трения 3, но могут быть
использованы регуляторы или система насос-карман. Схема
системы питания подшипников приведена на рис. 78, б.
И. Форма смазываемых поверхностей должна быть по воз-
можности простой, что обеспечивает требуемую точность обра-
ботки. Базовые детали целесообразно выполнять симметричны-
ми, особенно при больших деформациях. Нужно избегать много-
кратного базирования направляющих и уменьшить их число.
Рабочие поверхности опор могут быть выполнены из любого
прочного беспористого материала.
ШПИНДЕЛЬНЫЕ УЗЛЫ
Основная область применения гидростатических шпиндель-
ных опор (ГШО) —станки, в которых требуются высокие демп-
фирование и точность вращения (выше в 2...3 раза, чем у
6—920 145
Рис. 79. Схемы гидростатических шпиндельных узлов с встроенными щелевы-
ми дросселями по рис. 32, в (а) и по рис. 30 (/)
опор качения): шлифовальные, горизонтально-расточные, тяже-
лые токарные (ограниченно), зубообрабатывающие, специаль-
ные. Наибольшее применение находят опоры, которые воспри-
нимают осевые и радиальные нагрузки раздельно.
Конструкция, показанная на рис. 79, а, применяется при
диаметре шпинделя <7=50... 180 мм. Шпиндель и рабочие втул-
ки выполнены из закаленной стали. Осевой подшипник образо-
ван узким буртом шириной I. Конструкция, показанная на рис.
79, б, используется в горизонтально-расточных станках с диа-
метром шпинделя <7=180... 220 мм. Здесь рабочие втулки изго-
товлены из антифрикционного материала (бронза, пластмассы),
упорный подшипник выполнен на торцах втулки 1 длиной L,
из-за тепловых деформаций которой ограничивается допустимая
скорость и возможно заклинивание осевой опоры.
На рис. 80 показаны конструкции шпиндельных узлов тяже-
лого токарного станка с диаметром обработки до 2,5 м (рис.
80, а); поворотного стола специального расточного станка
(рис. 80, б); передней бабки горизонтальных зубообрабатываю-
щих станков с диаметром заготовок 500... 1250 мм (рис. 80, в).
146
Рис. 80. Шпиндельная бабка токарного (а), расточного (б) и зубофрезерно-
го (в) станков
6*
147
Для уменьшения влияния деформаций опор и погрешностей
обработки при диаметре шпинделя более 260 мм предусматри-
вают по шесть радиальных карманов на каждой опоре. В то-
карном станке (рис. 80, а), кроме этого, выполнено два ряда 1
и 2 карманов.
В конструкции, показанной на рис. 80, в, упорный подшипник
образован полукольцами 2 и 3, передающими усилие на кор-
пус 4 шпиндельной бабки, а не на недостаточно жесткие
крышки 1. В качестве систем питания узлов по рис. 80, б, в
использованы дроссельные блоки (см. рис. 30).
Особенность конструкции, показанной на рис. 81, а, состоит
в том, что осевой подшипник образован торцами 2 втулок и
узким кольцом 1 шириной Z=30 мм. Благодаря этому при зна-
чительных тепловыделениях и изменении температуры деталей
зазор в подшипнике от тепловых деформаций меняется незначи-
тельно. Недостатками конструкции являются: сложность обра-
ботки рабочего торца 3 и монтажа опоры, а также восприятие
осевого усилия резания корпусом через винты 4.
Конструкция на рис. 81, б отличается от рассмотренной рас-
положением осевой опоры на задней стенке шпиндельной бабки,
благодаря чему обеспечена технологичность сборки. Недостат-
ком является влияние тепловых деформаций шпинделя на поло-
жение режущей кромки инструмента. В качестве системы пита-
ния применяют дроссельные блоки (см. рис. 30) с регулируе-
мым сопротивлением и АСП. На рис. 82, а показана конструкция
шпиндельной бабки шлифовального станка. Для получения
высокой частоты вращения упорный подшипник образован
узким буртом 1 шпинделя и торцами втулок 2 и 3. На рис. 82, б
приведена схема высокоскоростного шпинделя на гидростатиче-
ских опорах для многоцелевого станка.
Дроссели выполнены в виде щелевых проточек 1 глубиной
0,25 и 0,3 мм для радиальных и осевых опор соответственно (см.
рис. 32, б). При повороте дросселя 4 за пазы 2 (через окно 3)
сопротивление истечению изменяется одновременно во всех
карманах на одинаковую величину от нуля до максимального
значения, что позволяет обеспечить оптимальную настройку.
Осевой подшипник установлен у передней опоры и выполнен в
виде узкого кольца, что исключает большие тепловые дефор-
мации.
Конструкция подшипника с внутренним дросселированием
(рис. 82, в и рис. 29, е) используется в опорах фрезерного шпин-
деля и делительного червяка — привода вращения стола зубо-
обрабатывающих станков, имеющих скорость скольжения до
3 м/с. Диаметр подшипников 50 ... 200 мм.
Испытания показали, что на работу подшипников большое
влияние оказывают отклонение от соосности и перекос опор.
Допустимое отклонение от соосности е^0,6Ла (где ha — ради-
148
Рис. 81. Гидростатические шпиндельные опоры горизонтально-расточных стан-
ков
149
3
Рис. 82. Шпиндельные узлы станков
150
Рис. 83. Подшипник с внутренним дросселированием
альный зазор) вызывает уменьшение толщины пленки в опоре
на 30%. Еще большее влияние на несущую способность оказы-
вает перекос оси каждой из опор.
При применении подшипников с внутренним дросселирова-
нием требования по точности установки опор выше, чем для
обычных подшипников. Важную роль играют конструктивные
параметры опор. Ширину проточек Ц (рис. 83) выбирают мини-
мальной, исходя из условий изготовления. Длина втулки L =
= (1 ... 1,5)d при диаметре вала до 180 мм.
Размеры перемычек Zb /2 и /3 зависят от размеров подшипни-
ка, лимитируются их прочностью и контактными нагрузками
на опору при отключении смазочного материала и выбираются
равными (0,05 ... 0,12)с?. В зависимости от конструктивного
исполнения целесообразно назначать следующие соотношения
перемычек: Z2=Zi (рис. 83, а) и Z2=ZiZ3/(/i + 2/3) (рис. 83, б).
В этом случае давление в несущих карманах равно половине
давления в приемных при среднем положении вала, а жесткость
масляного слоя максимальна и в 2 раза выше, чем у обычных
подшипников. При большом смещении вала (е^0,5) жесткость
ниже, чем у подшипников с капиллярными дросселями. Схема
на рис. 83, б обеспечивает на 15% меньшую жесткость, но она
более конструктивна, чем схема, показанная на рис. 83, а, так
как размер перемычки 1\ может выбираться большим.
Основное достоинство подшипников с внутренним дроссели-
рованием— исключение настройки и автоматическое самоочище-
ние дросселей, образованных щелями подвижных поверхностей.
Недостатки таких опор — сложность изготовления втулок, низ-
кая частота вращения (большая площадь перемычек) и
повышенные требования к точности формы и расположение по-
151
Рис. 84. Система питания шпиндельных опор горизонтально-расточного станка
с диаметром шпинделя 160 мм
верхностей опор (соосности, перекоса осей, отклонения от
круглости).
Опоры с внутренним дросселированием целесообразно
применять там, где имеют место трудности с размещением обыч-
ных дросселей.
Система питания высокоскоростного шпиндельного узла
расточного станка диаметром шпинделя 160 мм приведена на
рис. 84. Питание карманов радиальных и осевых опор осуществ-
ляется через щелевые дроссели 1 и 2. Оптимальное соотноше-
ние входного давления рн к давлению в карманах р\ устанав-
ливается изменением сопротивления истечению всех потоков
блока одновременно (при вращении блока производится и его
очистка при эксплуатации). Для визуального контроля за рабо-
той опор предусмотрены многопозиционные золотники 3, позво-
ляющие манометром 4 контролировать давление в любом
кармане. Для автоматического контроля давления в карманах
предусмотрены блоки 5 (см. рис. 71, б). При снижении давления
в любом из карманов ниже минимального уровня (0,3 МПа)
срабатывает реле давления 6 и производится автоматическое
торможение шпинделя и отклонение вращения главного приво-
да. Падение давления может быть вызвано засорением дроссе-
лей, задиром перемычек на опорах, обрывом трубопровода
и т. п.
Для исключения задиров опор при внезапном отключении
электроэнергии их питание осуществляется от гидроаккумуля-
тора 7. Он также сглаживает пульсацию давления. Масло очи-
152
щается фильтром 8 с указателем засорения и охлаждается холо-
дильной установкой 9.
Часто в шпиндельных опорах используют дроссельные систе-
мы питания на базе дросселей трения. При использовании бло-
ков дросселей (см. рис. 30) снижаются требования к допускам
изготовления радиального и осевого зазоров в подшипнике
благодаря возможности изменения сопротивлений дросселей.
При низкой частоте вращения шпинделя, когда окружная ско-
рость менее 5 м/с, предусматривать аккумулятор и холодильную
установку не обязательно. Вследствие недостаточной жесткости
шпинделей применение других систем питания (обеспечиваю-
щих более высокую жесткость), как правило, не оправдано.
Конструктивные параметры шпиндельных подшипников.
При скоростях скольжения до 10... 12 м/с параметры шпиндель-
ных опор (см. рис. 8, б): 6 = 0,\d, b2=0,2d и L— (0,7 ... l)d. При
скорости до 20 ... 30 м/с целесообразно назначать Л= (0,5 ...0,6)с?
(что уменьшает влияние фрикционного движения масла), Ь~
= (0,04 ... 0,05)<i и б2= (0,07 ... 0,1)d.
Для повышения демпфирования подшипников со скоростью
2...3 м/с перемычки могут быть выбраны больших размеров.
Кроме того, для повышения демпфирования карманы целесооб-
разно образовывать узкой канавкой по периметру кармана.
Полезно карманы выполнять не сплошными, а в виде пазов,
перпендикулярных оси, при этом повышается безопасность рабо-
ты в аварийных режимах. Подвод масла скоростных опор реко-
мендуется в центре кармана, а при малой скорости место
подвода — произвольное. Глубина карманов принимается
1 ... 4 мм.
Опоры выполняют с дренажными канавками 1 (см. рис. 4
и 8, б) и без них. Дренажные канавки увеличивают трудоем-
кость обработки, но обеспечивают лучший отвод теплоты (боль-
ше расход масла через опору) и повышают жесткость особенно
при большой скорости (при о=15 м/с жесткость увеличивается
до 50%).
В радиальных подшипниках (шпиндельная опора) должно
быть не менее четырех карманов. При диаметре шпинделя более
250 мм может быть предусмотрено шесть карманов. В крупных
упорных шпиндельных подшипниках (диаметром более 500 мм)
при больших опрокидывающих 'моментах выполняют три или
четыре кармана, но в большинстве случаев ограничиваются
одним кольцевым карманом. Большее число радиальных карма-
нов усложняет конструкцию, но не дает ощутимых преимуществ
(у опоры с числом карманов, равном шести, равномерность
жесткости в различных сечениях выше на 15%, чем у подшип-
ника с четырьмя карманами, и несколько выше точность).
Диаметральный зазор (50 ... 120 мкм) в опорах растет при
увеличении размеров опоры и скорости скольжения. Масло на-
153
значается с учетом условий смазывания всего узла, поэтому не
всегда оно по вязкости выбирается оптимальным с точки зрения
минимизации потерь. Например, часто для смазывания зубчатых
колес, подшипников качения используется то же самое масло,
что и для гидростатических опор (например, шпиндельные бабки
расточных станков). Обычно ц = 5... 12 мПа-c при и>5 м/с;
при и<3 м/с ц=30 ... 40 мПа-с.
Давление нагнетания рн устанавливают 3 ... 5 МПа, а давле-
ние в карманах (0,4 ... 0,6)рн- Расход через опоры составляет от
нескольких литров до 100 л/мин и более. При таких расходах
могут быть большие потери давления в магистрали нагнетания
(трубах, переходниках, штуцерах и т. п.).
КРУГОВЫЕ НАПРАВЛЯЮЩИЕ ПЛАНШАЙБ И СТОЛОВ
Круговые направляющие в значительной степени определяют
технические параметры и работоспособность токарно-карусель-
ных, карусельно-шлифовальных, зубообрабатывающих, расточ-
ных станков, делительных столов и т. п. От конструкции стола
зависит точность обработки, грузоподъемность, технологические
возможности станков и др. По сравнению с гидродинамическими
направляющими или скольжения в 2 ... 5 раз повышаются точ-
ность и грузоподъемность при снижении в 2...3 раза тепловы-
делений. Столы с гидростатическими опорами обеспечивают
наилучшие условия для позиционирования, исключение скачко-
образного перемещения при малых (порядка долей миллиметра
в минуту) скоростях и больших массах (несколько сот тонн)
заготовок.
Благодаря этому, например, на карусельных станках появи-
лась возможность совмещать точение, контурное фрезерование,
точное (координатное) растачивание, шлифование. В зубообра-
батывающих станках обеспечивается зубофрезерование, точение,
зубошевингование, зубодолбление и т. п.
Особенности конструкций столов с гидростатическими опо-
рами. Для рационального проектирования круговых опор необ-
ходимо учитывать внешнюю нагрузку, скорость скольжения и
размеры столов, точность вращения и т. п. Важным параметром,
определяющим конструкцию, является скорость скольжения в
круговых направляющих и связанные с ней тепловыделения.
Особенностью конструкции столов карусельных станков с
диаметром планшайбы 4... 5 м (рис. 85, а) является отсутствие
упорного подшипника, поддерживающего центр планшайбы, что
гарантирует однозначное распределение нагрузки на гидроста-
тические опоры даже при больших тепловых деформациях план-
шайбы. Гидростатические направляющие выполнены на одной
достаточно узкой направляющей 1, имеющей 12 ... 16 карманов.
Чтобы исключить засасывание воздуха в зазор, рабочую поверх-
154
п„л = 5000... 5000
Рис. 85. Круговые направляющие планшайбы карусельных станков с диамет-
ром планшайб 4 ... 5 м (а) и 6 ... 12 м (б)
ность основания необходимо расположить ниже уровня 3 выте-
кания масла. В верхней части основания при большом тепловы-
делении необходимо предусмотреть окна 2, чтобы избежать
образования воздушных карманов, препятствующих циркуляции
воздуха.
На рис. 85, б приведена конструкция столов с диаметром
планшайб 6 ... 12 м, особенностью которой является установка в
центре стола упорного подшипника 2, который может восприни-
мать нагрузку, приложенную близко к центру. Упорный подшип-
ник установлен подвижно в осевом направлении и величина на-
грузки на него регулируется давлением в гидроцилиндре 3. Же-
сткая установка подшипника не обеспечивает работоспособно-
сти, так как при температурной (чашеобразной) деформации
планшайбы направляющие 1 отходят от основания и вся нагруз-
ка воспринимается упорным подшипником. Направляющие
должны воспринимать нагрузку не меньше массы планшайбы.
155
В противном случае жесткость масляного слоя (особенно угло-
вая) окажется недостаточной.
Для повышения угловой жесткости масляного слоя целесооб-
разно иметь одну направляющую, что также исключает возмож-
ность неблагоприятного распределения нагрузки между отдель-
ными направляющими, вызванного тепловыми и упругими
деформациями. На рис. 86 приведены конструкции круговых
направляющих планшайб с малой частотой вращения, в кото-
рых тепловые деформации можно не учитывать. В конструкции
(рис. 86, а), применяемой в зубообрабатывающих станках с
диаметром обрабатываемых колес 5 ... 14 м, радиальный под-
шипник диаметром 1,18 м также выполнен гидростатическим с
шестью карманами. Это позволяет обеспечить высокую точность
вращения (2 ... 3 мкм) и предусмотреть большое отверстие в
столе для установки заготовок, изготовленных вместе с
валом.
Аналогичную конструкцию стола имеют и некоторые специ-
альные карусельные станки, в которых отвод стружки осуществ-
ляется через центр. Диаметр подшипника достигает 1,4 м. Осо-
бенностями такой конструкции являются: 1) создание условий,
обеспечивающих удобство монтажа: для исключения поврежде-
ния подшипника при диаметральном зазоре 0,07... 0,1 мм необ-
ходимо втулку 4 устанавливать на шпиндель 3 отдельно вне
планшайбы, а монтаж планшайбы 2 проводить уже вместе с
подшипником; поэтому втулка 4 имеет крутой конус 5, а план-
шайба— соответствующие отверстия 1 для закрепления втулки
на основании 6 после установки планшайбы вместе с подшипни-
ком на основание; 2) с целью уменьшения влияния погрешности
изготовления и деформаций основания и планшайбы на работу
подшипника поверхности шпинделя и втулки выполняют цилинд-
рическими, ширину подшипника назначают не более 0,25d, а
среднюю плоскость располагают как можно ближе к рабочей
поверхности кольцевых направляющих.
На рис. 86, б приведена конструкция поворотного стола
расточного станка диаметром шпинделя 160 мм. Здесь на план-
шайбе 1 предусмотрены две направляющие 2 и 4, имеющие
шесть и два кармана соответственно. При помощи упорного
подшипника 5 создают дополнительное предварительное нагру-
жение направляющих для повышения угловой жесткости. Кар-
маны выполнены на салазках 3, перемещающихся по станине в
поперечном направлении на гидростатических направляющих.
На рис. 86, в показана конструкция делительного стола,
обеспечивающего поворот планшайбы на любой угол с погреш-
ностью не более 5". Для повышения жесткости гидростатистиче-
ских направляющих 1, особенно при действии больших опроки-
дывающих моментов, предусмотрено предварительное нагруже-
ние планшайбы при помощи гидроцилиндра 2. Аналогичную
156
Рис. 86. Круговые направляющие станков с малой частотой вращения план-
шайбы
157
Рис. 87. Схема стола с
замкнутыми круговыми
направляющими
конструкцию имеет ряд карусельных станков с диаметром план-
шайбы менее 4 м.
Схема стола с замкнутыми направляющими станка приведе-
на на рис. 87. Здесь предусмотрены осевые и радиальные
гидростатические опоры планшайбы. При такой конструкции
замкнутых направляющих требуется точное изготовление дета-
лей, образующих опору.
Системы питания круговых направляющих отличаются
большим разнообразием. На рис. 88, а приведена схема смазы-
вания круговых направляющих с использованием дросселей 2
(или регуляторов). Для повышения надежности работы приме-
нена система питания от двух насосных установок 1 и 4, каждая
из которых может работать автономно, так как подключена
равномерно по окружности через один карман. Для контроля
давлений используют манометры 3, соединенные с каждым кар-
маном, либо применяют многопозиционные золотники и один
манометр на группу карманов. Такая система питания npnw
Рис. 88. Системы питания
ляторами
круговых направляющих с дросселями или регу-
(а) и системой насос-карман (б)
158
ется, как правило, при небольших скоростях скольжения и толь-
ко в отдельных случаях в направляющих карусельных станков.
Это связано с большим расходом масла (достигающим
100 л/мин и более) и с потерями на дросселирование. Для кру-
говых направляющих с высокой скоростью, в частности карусель-
ных станков, оптимальной является система насос-карман (или
ее разновидность), поскольку исключается дополнительное дрос-
селирование и связанное с ним тепловыделение.
На рис. 88, б приведена схема смазывания круговых направ-
ляющих планшайб системой насос-карман (преимущественно
карусельных станков). Масло в каждый карман направляющей
поступает от трех многопоточных насосов 1 (расход через каж-
дый из четырех потоков 5 л/мин).
Соединение потоков каждого насоса с карманами направля-
ющей осуществляют через 90° (например, 1/с — 4к — 7к—10/с).
Благодаря этому при выходе из строя одного из насосов про-
изойдет лишь некоторое уменьшение толщины масляной пленки
в направляющих без перекоса планшайбы и потери работоспо-
собности станка. Работу каждого многопоточного насоса конт-
ролируют тремя датчиками расхода 2. Кроме того, предусмотрен
непрерывный контроль давления масла в каждом из карманов
при помощи устройства 3 (см. рис. 71, а), а также периодиче-
ский ручной контроль при помощи многопозициопных золотни-
ков 4 и 5.
Конструктивные параметры круговых направляющих (см.
рис. 85, а). Средний диаметр расположения карманов на
основании Z)cp= (0,6 ... 0,75)/)пл, а площадь опоры выбирают
так, чтобы рабочее давление масла составляло 0,2 ... 1 МПа.
Можно принимать общую ширину (см. рис. 8, а) направляю-
щих В= (26 + 61) из следующих соотношений: при окружной
скорости скольжения v до 3 м/с B/Dan — 0,06... 0,07; при v до
10 м/с Д/£>пл = 0,04 ... 0,05.
Ширину кармана 6] и перемычки 6 назначают из соотноше-
ния 6/61 = 0,25 ... 1,5. При увеличении этого отношения улучша-
ются демпфирующие свойства опоры, уменьшается расход мас-
ла, но растут затраты мощности. Для карусельных и карусельно-
шлифовальных станков 6/6] = 0,5... 1; для зубофрезерных и
других станков с малой окружной скоростью 0,7 ... 1,5. Величина
перемычек между карманами 62= (1,5 ... 2)6. Карманы 1 могут
выполняться в основании 2 или в привертных планках 4. Их
конфигурация и профиль кармана не оказывают заметного
влияния на работу опоры и они могут быть ограничены дугами
окружности или прямыми линиями. Для повышения демпфи-
рования карман можно выполнить в виде узкой канавки по
периметру кармана. В скоростных опорах для снижения темпе-
ратуры целесообразно между карманами выполнять дренажные
канавки 3.
159
Для локализации влияния деформаций планшайбы на рабо-
тоспособность направляющих целесообразно число карманов
назначать из соотношения г^лРср/800^6. Так как на направ-
ляющих планшайбы чаще всего образуется две или четыре
волны деформаций, целесообразно для повышения точности тор-
цового биения назначать четное число карманов.
Выбор толщины масляной пленки, вязкости масла зависит
от скорости скольжения опор v. При п>6 ... 8 м/с необходимо
гарантировать мкм. Обычно в карусельных станках
слой смазочного материала /i=120 ...40 мкм. При малой часто-
те вращения /г = 20...80 мкм и вполне допустим на некоторых
режимах контакт рабочих поверхностей. Вязкость масла скоро-
стных опор, например, карусельных станков обычно 5...7 мПа-с
при 50°С (применяется масло И5-А); в станках с небольшой
скоростью вращения планшайбы вязкость больше в 5 ... 20 раз
и зависит от применяемого масла для смазывания станка.
Расход масла через направляющие определяется скоростью
скольжения в опоре. В токарно-карусельных станках расход
через карман составляет 5 л/мин, но в отдельных случаях может
быть увеличен до 10 л/мин. Например, максимальный расход
через направляющие станка КУ466 с диаметром заготовки 22 м
составляет 600 л/мин (48 карманов). Достигнутая несущая спо-
собность столов пропорциональна диаметру планшайбы в квад-
рате, т: К=6£)2пл, где /)пл, м.
НАПРАВЛЯЮЩИЕ ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ПЕРЕМЕЩЕНИЯ
Наиболее широко такие направляющие применяют в столах
(порталах) продольно-обрабатывающих станков (почти 100%
станков) при величине перемещения до 20 м (продольно-фрезер-
ные, строгальные, шлифовальные станки). Станки с небольшим
опрокидывающим моментом имеют, как правило, разомкнутые
опоры, которые проще в изготовлении и эксплуатации. Но боль-
шинство станков оснащено замкнутыми направляющими повы-
шенной жесткости (продольно-фрезерные, обрабатывающие
центры), за исключением станков крупных размеров.
По большинству эксплуатационных показателей гидростати-
ческие опоры превосходят ранее применяемые в этих станках
гидродинамические направляющие: по точности и тепловыделе-
ниям — в 2 раза, по грузоподъемности в 2 ... 3 раза. Не пред-
ставляет особых затруднений использование гидростатических
опор для перемещения деталей типа стоек, в которых масса
перемещаемых узлов больше усилий резания. Относительно
реже снабжают гидростатическими опорами вертикально распо-
ложенные направляющие стоек, поперечин ползунов и т. п., хотя
их положительные качества в этих узлах (имеющих, как прави-
ло, максимальную амплитуду колебаний) проявляются еще
160
Рис. 89. Стол продольно-фрезерного станка
больше вследствие повышенного демпфирования. Это связано с
конструктивными трудностями сбора утечек и подвода масла.
Кроме того, эти узлы нагружены большими опрокидывающи-
ми моментами, жесткость корпусных деталей ниже, чем у стоек,
столов, и режим гидростатического смазывания на всех нагруз-
ках обеспечить не всегда удается. Гидростатические опоры тако-
го типа широко применяют в суппортах токарно-карусельных
станков (ползун), в шпиндельных бабках расточных и др. Наи-
более часто применяют опоры, в которых центрирование узлов
осуществляется по одной узкой направляющей. Для повышения
работоспособности при больших деформациях замыкающие
планки снабжают плавающими опорами. На рис. 89 приведена
конструкция стола размером 2,5X6 м продольно-фрезерного
станка, в которой используют плавающие опоры 1 на планках 2
при системе питания насос-карман.
Давление в карманах изменяется от 0,5 до 2 МПа в зависи-
мости от нагрузки. Общий боковой зазор в направляющих
100 мкм. Перемещение стола производят при помощи червячно-
реечной гидростатической передачи. У таких направляющих
удельная грузоподъемность при дроссельной системе пропорцио-
нальна квадрату ширины направляющих Bi (180s^B]£C350):
F/LH = 250 Bi2, т/м, где LH— длина стола, м; Bi — в м. В систе-
ме питания насос-карман грузоподъемность может быть выше
в 1,5 ... 2 раза. Разомкнутые опоры имеют вдвое меньшую гру-
зоподъемность.
На рис. 90, а приведена конструкция стола обрабатывающего
центра шириной 1,25 м. В качестве системы питания использу-
ется дроссельная система с винтовыми дросселями 1. Сбор сма-
зочного материала осуществляется установкой вокруг станины
лотков 2. Привод стола осуществляется при помощи шариковой
передачи (ШВП) винт-гайка 3. Причем корпус гайки в верти-
161
3
Рис. 90. Направляющие поступательного перемещения
калькой плоскости имеет большую податливость, что исключает
влияние изменения зазора в направляющих на характеристики
швп.
На рис. 90, б приведена конструкция направляющих салазок
горизонтально-расточного станка с диаметром шпинделя
160 мм. Карманы располагаются на концах направляющей (по
два кармана на каждой), а для повышения жесткости и несу-
щей способности использованы регуляторы (см. рис. 44). Общий
боковой зазор 60 ... 70 мкм. При массе станка около 30 т нагруз-
ка на стол может достигать 300 кН и даже более.
162
Рис. 91. Схема направ-
ляющих салазок и пол-
зуна токарно-карусель-
ных станков (а) и их
конструктивное исполне-
ние (б)
На рис. 90, в приведена конструкция поперечных направляю-
щих суппорта тяжелого токарного станка, в которой надежно
осуществлен сбор утечек (охватывающие направляющие), а
центрирование узла и привод — по центру суппорта.
На рис. 91 показана схема гидростатических направляющих
салазок и ползуна токарно-карусельных станков. Применение
гидростатических опор повышает в 2 .. 3 раза статическую и ди-
намическую жесткость узла и дает возможность работать с
большим вылетом ползунов вертикальных суппортов, что во
многих случаях позволяет отказаться от бокового суппорта.
При этом обеспечивается высокая точность перемещения, устра-
няются зазоры в направляющих, уменьшается до минимума сме-
щение резца из-за переориентации суппортов при реверсирова-
нии и практически исключаются потери на трение. Применение
гидростатических опор здесь затруднено из-за относительно
низкой жесткости корпусных деталей (салазок, ползуна), слож-
ности подвода и сбора смазочного материала (особенно с пол-
зуна), необходимости обеспечения повышенной несущей спо-
собности.
Часто для повышения жесткости корпус салазок выполняют
сварным с увеличенным поперечным сечением. Для уменьше-
ния влияния податливости планок 2 и их крепежных элементов
на эксплуатационные характеристики опор предусмотрен
уступ 1, воспринимающий значительную долю рабочей нагруз-
ки. Ползун 8 уплотнен манжетами 7, выполненными по профи-
лю ползуна с натягом 2 ... 4 мм; масло сливается с направляю-
163
Рис. 92. Форма карманов направляющих поступательного перемещения
щих салазок в лоток 6. Рабочие зазоры на каждой направляю-
щей устанавливают при помощи клиньев 3... 5, 9 и 10.
На рис. 91, б показана конструкция салазок токарно-кару-
сельного станка диаметром обработки до 6,3 м, корпус которых
выполнен сварным с хорошим расположением ребер. Верхние и
нижние направляющие салазок имеют соответственно четыре
и шесть карманов на каждой грани.
Конструктивные параметры направляющих поступательного
перемещения. Так как направляющие работают при скоростях
скольжения до 15 м/мин, целесообразно карман выполнять в
виде замкнутой по профилю кармана канавки. При этом обеспе-
чивается наибольшее демпфирование и минимальный износ при
аварийных режимах. Карманы выполняют (рис. 92) в виде двух
или трех продольных канавок при отношении длины кармана к
ширине /0/Ь1<4; предпочтительнее замкнутая канавка типа III.
При небольшой ширине направляющих можно ограничиться
одной канавкой. Карманы типа III и IV применяют при неболь-
ших скоростях скольжения рабочих поверхностей и больших на-
грузках на направляющие для уменьшения их износа при пуске
и останове. Они обеспечивают лучшее демпфирование (табл. 17).
Для уменьшения влияния деформаций базовых деталей на
работу направляющих длина кармана не должна превышать
500 ... 600 мм. Число карманов выбирают в зависимости от раз-
17. Размеры карманов направляющих
В], мм Й2» ММ Л],, мм Тип карманов (см. рис. 92)
40 ... 50 60... 70 80... 100 До 4 Св. 4 15 20 8 10 I II III
ПО... 140 До 4 Св. 4 30 12 II III
150... 190 Св. 500 — 40 15 IV
164
Рис. 93. Дроссельная система питания
разомкнутых направляющих поступа-
тельного перемещения
меров узла и нагрузки на
него. Всегда следует стре-
миться к уменьшению числа
карманов, если нагрузка
это допускает, располагая их
на периферии перемещенных
узлов. При длине направ-
ляющих 2...3 м достаточно
двух максимально удален-
ных друг от друга карманов
на каждой направляющей.
Отношение рабочей площади
основной и дополнительной
направляющей (на планке)
замкнутых опор S:S/=
= 4: 1—3: 1.
Ширина узких направляющих (размер В на рис. 90, б) обыч-
но больше, чем у направляющих скольжения для размещения
карманов и обеспечения жидкостного трения. Толщина масля-
ной пленки составляет 10 ..50 мкм, причем в замкнутых опорах
она в 1,5 ...2 раза больше, чем в разомкнутых, вследствие труд-
ностей в изготовлении деталей с обеспечением зазора па длине
направляющих.
При применении разомкнутых направляющих нет необходи-
мости в увеличении толщины масляной пленки, так как при этом
снижается жесткость опор. Допустимы величины масляной
пленки 15 ...20 мкм. Даже при /г= 10 мкм и контакте поверхно-
стей на некоторых режимах износ направляющих продольно-
обрабатывающих станков пе превышает 5 ... 10 мкм за 10 лет.
Чаще всего применяют масло большой вязкости (80...
100 мПа-с), которое идет и на смазывание других механизмов
станка. Расход через карман 200 ... 400 см3/мин. Наиболее часто
применяют дроссельную систему питания или насос-карман.
Причем в замкнутых направляющих проще использовать дрос-
сельную систему. Масло в карманы (рис. 93) подается через
блоки дросселей 1. Контроль давления в каждом кармане про-
изводится при помощи многопозиционного золотника 2. Толщина
пленки h в направляющих регулируется за счет давления ря
насоса.
ПЕРЕДАЧИ СО СЛОЖНОЙ ГЕОМЕТРИЕЙ ПРОФИЛЕЙ
Наиболее часто применяют передачи винт-гайка и червяк-
рейка, имеющие следующие преимущества перед шариковой
винтовой передачей: повышенное демпфирование, отсутствует
износ передачи и происходит выборка зазоров. Кроме того, пе-
редача червяк-рейка обеспечивает постоянную жесткость неза-
165
висимо от длины перемещения, которая практически не ограни-
чена.
Гидростатическую передачу винт-гайка с диаметром винта
150 ... 170 мм и длиной до 12 м применяют для подъема попере-
чины (консоли) карусельных станков, в приводе подачи зубо-
обрабатывающих и т. п. Конструктивно она отличается от пере-
дачи скольжения увеличенной высотой профиля и наличием
карманов на боковой поверхности гайки (см. рис. 9, а). Жела-
тельно выполнять несколько карманов на каждой стороне про-
филя для уменьшения влияния местных погрешностей на рабо-
тоспособность передачи. Если рабочая поверхность гайки
образуется с помощью самотвердеющейся пластмассы, то перед
заливкой пластмассы на боковую поверхность резьбы мастер-
винта наклеивают полоски пленки, формирующие карманы.
Дросселями обычно служат отверстия диаметром 1 ... 3 мм, по
которым масло подводится в карманы. Отверстия 1 и 2 (см.
рис. 9, а) на выступах и впадинах гайки служат для отвода
утечек. Профиль гайки может быть получен также при помощи
притира (чугунный притир шлифуют при одной настройке с
рабочим винтом), однако здесь идентичность профилей винта
и гайки существенно меньше. Обычно гайку выполняют из двух
частей, каждая из которых воспринимает усилие в одну сторону,
так как рабочие карманы выполняют на одном профиле. Осевым
перемещением одной из гаек обеспечивают требуемую толщину
масляной пленки 30 ... 40 мкм на сторону.
Передача не является самотормозящей, однако при отклю-
чении смазочного материала превращается в самотормозящую.
Недостатки: сложная технология изготовления и монтажа
(перекос и смещение винта и гайки сильно сказываются на рабо-
те), большой расход смазочного материала (до 30 л/мин) и не-
обходимость сбора утечек.
В продольно-обрабатывающих станках в качестве привода
стола при скорости до 20 м/мин широко применяют гидростати-
ческие червячно-реечные передачи. Аналогичный привод исполь-
зуется при перемещении портала и поперечины продольно-обра-
батывающих станков. Привод отличается короткой кинематиче-
ской цепью, так как от двигателя до червяка достаточно иметь
одну или две зубчатые передачи (рис. 94, а).
В приводе, показанном на рис. 94, б, вращение червяку 1 с
нарезанными на нем зубьями 2 передается зубчатым колесом 3,
что упрощает конструкцию. Привод устанавливают в станине
станков (см. рис. 89), как правило, по центру стола. При этом
необходимо предусмотреть уменьшение тепловых деформаций
столов, создавая теплоизоляцию, например, за счет достаточной
воздушной прослойки между приводом и столом. Эксплуатацион-
ные характеристики передачи зависят от постоянства толщины
слоя масла в зацеплении и эквидистантности винтовых рабочих
166
Рис. 94. Конструктивное исполнение (а) и схема привода червяка с короткой
кинематической цепью (б) передачи червяк-рейка
167
поверхностей червяка и реек. Поэтому точности изготовления и
монтажа передачи следует уделять особое внимание.
Наилучшие результаты получают при изготовлении реек по
эталонному червяку с использованием самотвердеющих пласт-
масс (см. рис. 73, б). Обычно погрешность шага червяка б( не
превышает 6 мкм при диаметре червяка до 200 м и 10 мкм при
диаметре до 320 мм. Накопленная погрешность шага на длине
червяка, как правило, менее 26«. Червяк выполняют из стали и
шлифуют, обеспечивая высокую идентичность профиля (в пре-
делах 10 мкм) с мастер-червяком, по которому формируют
профиль реек.
Точность установки червяка относительно реек на станке
должна быть не более +0,01 мм по межцентровому расстоянию
и +0,02 мм в перпендикулярной плоскости. Опыты показали, что
перекос червяка в обеих плоскостях в пределах 0,25 мм на
длине 1000 мм мало сказывается на несущей способности пере-
дачи. При стыковке реек на станке их точное расположение
можно осуществлять и контролировать при помощи мастер-чер-
вяка, который вводится в зацепление одновременно с двумя
соседними рейками. Контроль проводят индикаторами часового
типа, установленными на мастер-червяке и касающимися про-
филей реек. Осевой зазор в передаче 0,05 ... 0,1 мм.
Опыты показали хорошие эксплуатационные характеристики
передач червяк-рейка. Наряду с высокой жесткостью, несущей
способностью, демпфированием обеспечивается надежная работа
даже в условиях недостаточного смазывания (без давления).
Например, при суммарном пути салазок 4200 м, S=350 мм/мин
и нагрузке F=20 кН отсутствовали следы износа, задиров,
наволакивания на червяк пластмассы с реек. Поверхность реек
принимала блестящий вид, характеризующий уменьшение шеро-
ховатости рабочих профилей.
18. Конструктивные параметры передач
Диаметр червяка, мм Шаг, мм Число заходов Жесткость *, Н/мкм Несущая способ- ность *, кН
наружный внутренний
160 118 24 1 300... 500 32
200 160 40 1 700 ... 1330 80
289 ** 249 60 2 500 100
319 ** 268 60 2 650 120
* Несущая способность и жесткость масляного слоя дана при давлении
5 МПа с учетом деформаций базовых деталей.
** Передача с углом профиля червяка 15... 20° и числом рабочих витков
от 6 до 11.
168
При проектировании передачи (табл. 18) следует учитывать
сильное влияние на жесткость деформаций опор червяка, крон-
штейна и других элементов, входящих в силовую схему. Подат-
ливость масляного слоя обычно не превышает деформации этих
элементов. Особенностями червячно-реечной гидростатической
передачи являются: увеличенные высоты профиля витков (зубь-
ев) для обеспечения несущей способности шага (для получения
необходимой жесткости витков).
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ возможности
ДЛЯ СТАНКОВ, ОБЕСПЕЧИВАЕМЫЕ
ГИДРОСТАТИЧЕСКИМИ ОПОРАМИ
Гидростатические опоры кроме выполнения основной функ-
ции часто дают конструктору уникальные возможности для
решения сложных задач. На рис. 95, а показана схема компен-
сации прогиба ползуна и шпинделя тяжелого горизонтально-
расточного станка (диаметр шпинделя 220 мм, сечение ползуна
640X740 мм). Величина перемещения шпинделя 1 и ползуна 2
контролируется потенциометрами П\ и П2, сигнал от которых
поступает в счетное устройство 3, вырабатывающее сигнал, уп-
равляющий приводами двух дросселей 4 гидростатических на-
правляющих станины.
Сопротивление дросселей 4 изменяется двигателями и М2
(величина сопротивлений контролируется потенциометрами
Л3 и Л4). При выдвижении ползуна и (или) шпинделя прогиб
Д компенсируется изменением толщины hi и /г2 (от 30 до 80 мкм)
масляной пленки в направляющих станины, благодаря чему от-
клонение от прямолинейности перемещения ползуна не превы-
шает 20 мкм на длине 1 м.
При установке крупных заготовок на станках требуется
прикладывать большие усилия, что приводит к деформациям
как заготовки, так и узлов станка. На рис. 95, б приведена схема
устройства для облегчения установки заготовок на столах стан-
ков. Вся масса детали 1 воспринимается гидростатическими опо-
рами 2 и может перемещаться в пределах ±50 мм с минималь-
ным усилием. Насос 3 для питания карманов опор встроен в
корпус опоры. Схема гидростатического самоустанавливающего
люнета 1, применяемого для снижения деформаций тяжелых
цилиндрических заготовок на токарных и шлифовальных стан-
ках, показана на рис. 95, в.
Реализация уникальной возможности одновременного вра-
щения и поступательного перемещения в гидростатических опо-
рах показана на примере горизонтально-расточного станка, в
котором и вращение и осевое перемещение шпинделя 1 осуще-
ствляется в одних и тех же гидростатических опорах (рис. 95, г).
Это позволило избежать традиционной конструкции всех гори-
169
Рис. 95. Конструктивные возможности гидростатических опор
зонтально-расточных станков (см. рис. 81), имеющей полый
(вращающийся) шпиндель и второй шпиндель, совершающий
поступательное перемещение вдоль оси. Для уменьшения воз-
можности загрязнения опор поверхность шпинделя обдувается в
лабиринтном уплотнении 2 сжатым воздухом (см. рис. 76, ж).
На рис. 95, д показана возможность вывода резца 3 из
обработанного отверстия без его повреждения за счет перекоса
шпинделя на угол а, для чего в шпиндельной опоре кроме двух
несущих карманов 1 предусмотрены два дополнительных кар-
170
мана 2, в которые подается масло в момент вывода резца из
обработанного отверстия.
На рис. 95, е показана схема использования гидростатических
опор в качестве датчиков нагрузки, например, в адаптивных
системах управления за счет измерения давления в противопо-
ложных карманах 1 и 2 радиального (или упорного) подшипни-
ка. Возможность обработки бочкообразного или иного контура
детали за счет ее перемещения в радиальном направлении в
пределах зазора в опорах показана на рис. 95, ж. Профиль де-
тали задается шаблоном 2, по поверхности которого переме-
щается следящий золотник 1.
Аналогично могут быть компенсированы погрешности на-
правляющих, при этом следящий золотник касается эталонной
линейки, определяющий точность перемещения (сервостатиче-
ские направляющие). По такому же принципу могут быть по-
строены приводы микроперемещений, выполняющие смещение
узла станка от долей до нескольких десятков микрометров.
Кроме того, гидростатические опоры (табл. 19) могут исполь-
зоваться для зажима подвижных узлов на направляющих (на-
пример, когда масло под давлением подается только в допол-
нительные карманы замкнутой направляющей, расположенные
на планке).
Широкие возможности открываются также для контроля
деформации узлов (например, планшайб при установке и за-
креплении заготовок). В этом случае изменение давления в кар-
манах точно отражает величину деформации узла (давление
зависит от зазора в третьей степени); изменение давления в
карманах в течение времени может характеризовать состояние
поверхностей (деформация фундамента, износ деталей опоры
и т. п.).
Особенности использования гидростатических опор. Приме-
нение гидростатических опор обусловливает специфические тре-
бования к конструкции станка.
1. Вследствие малого трения в механизмах подач необходимо
обеспечить выборку зазоров в приводе (наконечном звене);
в противном случае узел может перемещаться от усилий реза-
ния в пределах зазоров приводного элемента. Это требует также
надежного торможения узла (для исключения большого выбега)
и дополнительной фиксации, например, вертикально перемеща-
ющегося узла от гидростатической передачи винт-гайка, которая
не является самотормозящей. Из-за низкого трения гидростати-
ческие опоры имеют низкое демпфирование в направлении дви-
жения.
2. Механизм зажима салазок не должен прижимать узел к
направляющим, т. е. должна использоваться разгруженная си-
ловая схема.
3. Потеря работоспособности нескольких карманов в замкну-
171
19. Параметры гидростатических опор
Конструкция Размеры, м Макси- мальная скорость, м/с Максималь- ная нагруз- ка, кН Потреб- ляемая мощность, кВт Точность, мкм Вязкость масла, МПаХс Расход масла, л/мин Наиболее ра- циональная си- стема питания
Шпиндельная опо- ра т/ = 0,05 ... 1,5 60 Св. 2500 5...40 0,0001 ...0,01 5 ... 250 5... 200 Дроссельная
Направляющие по- ступательного пе- ремещения (пол- зун) BXi=lXl ...5Х Х12 (0,64X0,74) 0,25 Св. 10 000 1 ... 20 0,003... 0,01 20 ... 250 5... 100 Дроссельная и насос-карман
Круговые направ- ляющие £>„л=1 ... 12 12 Св. 10 000 5...50 0,002 ...0,02 5 ... 250 3... 600 Насос-карман
Передача червяк- рейка £> = 0,16... 0,32 До 5 120 До 20 0,01 20 ... 250 До 100 Дроссельная и насос-карман
Передача виит-гай- ка D=0,15 ...0,27 До 3 Св. 1000 До 20 0,01 20... 250 До 100 То же