Смазывание деталей и узлов технологического оборудования

Гидростатическое смазывание применяют в металлообрабатыва­ющем оборудовании, особенно тяжелонагруженном. Широко исполь­зуется гидростатическое смазывание опор и направляющих, которое повышает их эксплуатационные показатели. Применение этого смазы­вания увеличивает жесткость шпинделей (за счет увеличения диаметра при небольших радиальных размерах собственно подшипников), поз­воляет осуществлять движение шпинделя одновременно по несколь­ким координатам (вращение и поступательное перемещение), реализо­вать микроперемещения, осциллирующие движения и т.п.

Преимущества гидростатического смазывания:

• высокая несущая способность (до 1000 т);
• малый коэффициент трения в широком диапазоне скоростей пе­ремещаемых механизмов (например, при окружности скорости 0,2 м/с коэффициент трения гидростатического подшипника примерно на два порядка ниже, чем у подшипников качения; при скорости, равной нулю, трение в опоре практически отсутствует, и поэтому движение на­чинается равномерно, без скачков; благодаря линейной зависимости силы трения от скорости перемещения обеспечиваются оптимальные условия для высокоточных узлов станков с ЧПУ);
• высокая демпфирующая способность, обеспечивающая рабо­тоспособность подшипников при значительных ударных нагрузках и других неблагоприятных условиях обработки заготовок на станке;
• редуцирование погрешностей обработки сопряженных поверх­ностей опоры (до 10 раз), позволяющее применять подшипники и нап­равляющие при высоких требованиях к точности перемещения рабочих органов станка.

Особенность гидростатических опор заключается в том, что дав­ление масла между поверхностями создается благодаря малому зазору между ними и подаче насоса. Вследствие этого поверхности деталей при работе всегда разделены слоем масла. Масло от внешнего источ­ника подводится через отверстие 1 в карман 1к (рис. 4.12а), в котором давление масла одинаково во всех точках, глубина кармана Н = 1 – 4 мм. Он окружен перемычками 2 шириной b₁ и b₂ и длиной L₁ и L₂, которые препятствуют свободному вытеканию масла.

Истечение масла (показано стрелками) происходит лишь тогда, когда подвижный элемент 3 всплывает на величину h₁, и масло через образовавшуюся щель по периметру кармана вытекает наружу.

Величина зазора h₁ определяется объемом масла, которое поступа­ет в карман. Для того, чтобы этот зазор был постоянным при данной нагрузке F₁, объем масла, вытекающего из кармана, должен быть равен объему масла, которое поступает в него, давление p₁ в кармане уста­навливается автоматически и зависит от нагрузки F₁ на опору. Если нагрузка растет, то давление повышается до величины p₂, а толщина слоя смазки уменьшается до величины h₂. При этом насос должен обес­печивать рост давления в карманах в рабочем диапазоне нагрузок. На перемычках величина давления по мере удаления от кармана уменьша­ется до атмосферного по линейному закону.

Рис. 4.12. Схемы гидростатических опор: а - единичной; б - радиальной при отсутствии внешней нагрузки (I) и с ней (II): 1 - радиальная опора для восприятия внешних усилий, вызывающих перекос вала

В радиальной опоре (рис. 4.12б) при отсутствии внешней нагрузки (массой вала 1 пренебрегаем) величина давления р₁ в карманах 1к–4к одинакова и определяется величиной зазора h в опоре и объемом мас­ла, поступающего в карман. При нагружении опоры силой F вал сме­щается на величину е, и происходит перераспределение давлений в кар­манах (схема II). В кармане 4к зазор уменьшается, сопротивление исте­чению масла растет, что приводит к увеличению давления в нем. В кар­мане 2к давление уменьшается. При нагрузках, которые приводят к пе­рекосу вала 1 (например, силой F (рис. 4.12в) следует использовать две разнесенные опоры 2 и 3.

Гидростатические опоры могут иметь различную форму - плос­кую, цилиндрическую, коническую, винтовую и другие, однако наибо­лее часто используются опоры с плоской или цилиндрической формой. Это обусловлено тем, что обеспечить высокую эквидистантность сложных поверхностей, которые разделены слоем смазки, трудно. На рис.4.13 показаны формы опор для валов, шпинделей и круговых нап­равляющих. В зависимости от воспринимаемого усилия опоры подраз­деляют на радиальные, радиально-упорные и упорные. Последние час­то применяют в качестве круговых направляющих планшайб. Наибо­лее простой и надежной среди радиально-упорных опор является схема с раздельным восприятием осевой и радиальной нагрузок. Конические опоры имеют малые габаритные размеры, однако тепловые деформа­ции в них оказывают большое влияние на их эксплуатационные пара­метры. Помимо этого, смещение вала в одном направлении влияет на характеристики в другом направлении. Опоры изготавливают как с дренажными канавками 1 между карманами, так и без них. В первом случае сокращается рабочая площадь несущего кармана и усложняется процесс изготовления опоры, но значительно улучшается отвод тепло­ты, поскольку увеличивается расход масла.

При малом диапазоне нагрузок используют разомкнутые направ­ляющие (рис. 4.14), в виду того, что их изготовление проще, чем замк­нутых. Замкнутые направляющие обеспечивают повышенную жест­кость масляного слоя за счет дополнительной предварительной наг­рузки, осуществляемой дополнительной направляющей 2 при подводе к последней масла под давлением. Площадь дополнительной направ­ляющей, а, следовательно, и ее несущая способность часто меньше, чем у основной направляющей 1. На поверхности направляющей подвиж­ного узла, например, салазок 3, выполняют два или более кармана, они могут быть снабжены дренажными канавками 4. Направляющие дела­ют в форме квадрата, прямоугольника (для ползунов) или цилиндра. Форма карманов (I, II, III) определяется размерами станка и условия­ми его эксплуатации. Форма кармана III (в виде замкнутой канавки) обеспечивает надежность и повышенное демпфирование.

Среди передач со сложной геометрией формы сопряженных про­филей применяют передачи червяк-рейка и винт-гайка (рис. 4.15). В пе­редаче винт-гайка по длине последней выполняют несколько карма­нов 1, для уменьшения влияния погрешностей изготовления рабочих поверхностей винта и гайки на эксплуатационные характеристики пе­редачи.

Системы питания карманов в значительной степени определяют ра­ботоспособность опор. В системе питания насос-карман (рис. 4.16а) в каждый из карманов опоры независимо от нагрузки подается постоян­ное количество масла. В системе питания с дросселями (рис. 4.16б) дос­таточно использовать один насос 1 для подачи масла через дроссели 2 к каждому карману. При этом давление, создаваемое насосом, всегда дол­жно быть больше давления в любом из карманов: p_н > p_i. Дроссели, на которых происходит падение давления от p_н до p_i, служат для того, чтобы при различной нагрузке на карманы 1к–4к давления в них не вы­равнивались. Сопротивление дросселей не зависит от p_н и p_i. В системе питания с регуляторами (рис.4.16в) сопротивление каждого регулятора определяется давлением p₁— p₄ в кармане, уменьшаясь с увеличением давления. Это обеспечивает оптимальное (с учетом характера нагружения) распределение расхода масла по карманам и увеличивает жесткость масляного слоя.

Рис.4.13. Классификация вращающихся опор

Рис.4.14. Классификация направляющих прямолинейного перемещения

Рис. 4.15. Осевое сечение передачи винт-гайка

Рис.4.16. Система питания типа насос-карман (а); дроссель - карман (б) и регулятор-карман (в)

Изменение толщины пленки (рис. 4.17) определяется принятой системой питания. Подобрать характеристики регулятора можно так, что жесткость масляного слоя может быть бесконечно большой или даже «отрицательной» в том случае, когда под действием нагрузки F зазор в опоре h увеличивается.

Рис. 4.17. Изменение толщины масляной пленки в опоре при системах питания: с регуляторами (7); насос-карман (2) и дроссельной (5)

Система питания насос-карман обеспечивает высокую жесткость масляного слоя, надежность, простоту конструкции, наладки и эксплу­атации. Эта система обладает хорошими энергетическими показателя­ми (не имеет дополнительного дросселирования). Ее используют в ме­таллорежущих станках при отношении максимальной нагрузки к ми­нимальной, равной 3-4, при больших опрокидывающих моментах (на­пример, в круговых направляющих планшайб карусельных станков с планшайбой диаметром 4 -10 м), в направляющих поступательного пе­ремещения узлов (столы, салазки, ползуны) и значительно реже - в шпиндельных опорах. В последнем случае сложнее обеспечить расчет­ное давление масла в карманах и большее влияние его температуры на изменение давления, чем при дроссельной системе.

В системах питания часто применяют многопоточные (от 4 до 10) шестеренные насосы с подачей 0,2-0,4 л/мин. В них для уменьшения разности расходов каждого потока, упрощения фильтрации масла и увеличения допустимого давления в карманах применяют подкачку масла под давлением.

При расходах 4-5 л/мин через каждый карман (например, круго­вые направляющие карусельных станков) применяют обычные насо­сы, объединенные посредством редуктора в группы по 4-6 шт.

К наиболее простым в изготовлении дроссельным системам пита­ния относятся капиллярные дроссели, изготовленные из трубок. Внут­ренний диаметр трубок 0,7-4 мм (отклонение от номинала не более 5-8%). Изменяя длину трубок, которая достигает 2 м и более, можно обеспечить равенство сопротивления истечению масла. Для уменьше­ния размеров капиллярных дросселей их часто свивают в спираль.

Дроссель (рис.4.18а) представляет собой пакет дисков 1 и 2, на од­ном из которых выполнена круговая канавка 3, имеющая треугольное сечение. Эта канавка прерывается штифтом 5. На диске 1 сделан паз 4, соединенный с каналом для отвода масла к подшипнику. Поворачивая один из дисков на угол <р, можно изменять сопротивление дросселя.

Рис. 4.18. Капиллярные дроссели в виде дисков (а) и винтовой канавки (б)

На рис.4.18б показана схема десятипоточного дросселя с регули­рованием сопротивления каждого потока 2 путем изменения длины дросселирования винтом 3. Масло по магистрали 1 подается к десяти равномерно расположенным дросселям и поступает по магистрали 4 к карманам. В каждом кармане предусмотрен контроль давления пос­редством манометра и поворотного золотника 5.

Широко используются дроссели щелевого типа. Они очень просто обеспечивают идентичность сопротивлений истечения всех дросселей конструктивными и технологическими методами. Наладка этих систем смазывания отличается максимально. Щелевые дроссели изготавлива­ют в виде автономных блоков и встроенными в опору. При их размеще­нии в опоре обеспечивается максимальная компактность конструкции.

Блоки, в которых с высокой точностью достигается равенство соп­ротивлений всех дросселей, приведены на рис. 4.19. Дросселирующими элементами являются кольцевые щели, которые образованы отверстием корпуса 6 и проточками шириной В_д и диаметром d₁ в плунжере 5, выполненными концентрически (рис.4.19, тип I) или эксцентрически (с экс­центриситетом е) (рис.4.19, тип II) относительно центрирующих поверхностей с диаметром d_д. Масло под давлением p_н поступает по магистрали 4, а его отвод под давлением p\ осуществляется по магистра­лям 1, 2, 3. Изменение конфигу­рации щели при повороте плунжера 5 на угол φ (рис.4.19, тип II), а также изменение дли­ны дросселирования (рис.4.19, тип I) вызывают одновремен­ное изменение сопротивления всех дросселей блока.

Рис.4.19. Щелевые дроссели с концентрической (I) и эксцентрической (II) щелью

Регуляторы используют для уменьшения колебания толщины масляной пленки при изменении нагрузки. Наи­более часто применяют регу­ляторы с обратной связью по давлению в карманах. Их дейс­твие основано на том, что с увеличением давления в кар­мане (нагрузки) изменяется его сопротивление за счет дефор­мации упругого элемента или перемещения дросселирующего устройства.

Регуляторы выполняют как для разомкнутых, так и для замкнутых опор.

Разомкнутые опоры. В регуляторе в качестве упругого элемента (рис. 4.20а) использована плоская мембрана 1. Величина щели h_р зави­сит от давления p₁ (нагрузки F) в кармане. Конструктивное исполне­ние мембранного регулятора показано на рис. 4.20б. Мембрана 3 и пластина 4 образуют дроссельный зазор h_р. Масло поступает в регуля­тор под постоянным давлением p_н и через отверстие в мембране 3 по­дается в дроссельный зазор.

При возрастании давления p₁ в кармане 7 мембрана деформирует­ся и изменяет сопротивление регулятора. Начальное положение мемб­раны тем самым определяет толщину масляной пленки в опоре. Это по­ложение 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 корпусом пре­дусмотрен зазор H\ = 0,025 мм. Тонкую настройку сопротивления осуществляют винтом 6. Эти регуляторы имеют недостаток - необхо­димость регулировать сопротивление каждого из них с целью обеспе­чения равенства расходов. При резком изменении давления в карманах расходы через отдельные регуляторы получаются неодинаковыми. Это обусловлено тем, что настройка регулятора выполнялась на конк­ретном давлении. Регуляторы щелевого типа склонны к засорению. Они имеют низкое собственное демпфирование. Это отрицательно сказывается на динамическом состоянии опор.

Рис. 4.20. Схемы регулятора мембранного типа для разомкнутых опор (а)и его конструкция (б)

Регуляторы для замкнутых опор показаны на рис.4.21. В них (схе­мы а и б) элемент 1, который регулирует сопротивление истечению, де­формируется при возникновении разности давлений в карманах 2 и 3 опоры. На рис. 4.21а, изменение сопротивлений регулятора происхо­дит при смещении золотника 1 из-за разных давлений в карманах 2 и 3. В регуляторах для замкнутых опор сложно обеспечить равенство рас­хода во всех потоках, особенно при значительном числе карманов. Ве­личина щели в регуляторах находится в пределах нескольких десятков микрометров, и необходима очень тщательная фильтрация масла.

Основная область применения - гидростатические шпиндельные опоры (ГШО) применяют в станках, в которых требуются высокие демпфирование и точность вращения (выше в 2-3 раза, чем у опор ка­чения). К этим станкам относятся шлифовальные, горизонтально-рас­точные, тяжелые токарные, зубообрабатывающие, специальные. Наи­более часто используются опоры, воспринимающие осевые и радиаль­ные нагрузки раздельно.

Рис.4.21. Схемы регуляторов для замкнутых опор мембранного (а, б) и золотникового (в) типа

Конструкцию (рис. 4.22а) применяют при диаметре шпинделя d = 50 — 180 мм. Шпиндель и рабочие втулки изготовлены из высокока­чественной стали. Осевой подшипник образован узким буртом шири­ной l. Конструкцию (рис. 4.22б) используют в горизонтально-расточ­ных станках с диаметром шпинделя d = 200 — 240 мм. Рабочие втулки выполнены из антифрикционного материала (бронза, пластмасса). Упорный подшипник образован на торцах втулки 1 длиной L . Тепло­вые деформации втулки ограничивают частоту вращения шпинделя. При этом возможно заклинивание осевой опоры.

Это сокращает влияние деформаций опор и погрешностей обра­ботки. При диаметре шпинделя более 260 мм предусматривают по шесть радиальных карманов на каждой опоре.

Конструктивные параметры шпиндельных подшипников при ско­ростях скольжения до 10-12 м/с (рис.4.23): b = 0,1 d; b₂=0,2d и L = (0,7—1)d; При скорости до 20... 30 м/с следует назначать L = (0,5 — 0,6) d (это уменьшает влияние на стабильность давления в кар­манах фрикционного движения масла), b = (0,04 — 0,05) d и b₂ = (0,07 — 0,1) d. При скорости 2-3 м/с перемычки могут быть выполнены больших размеров. Это повышает демпфирование подшипников. Для этой же цели карманы целесообразно снабжать узкой канавкой по пери­метру карманов (см. рис. 4.13).

Подвод масла в скоростных опорах следует выполнять в центре кармана. При малой скорости скольжения место подвода произволь­ное. Глубину кармана принимают 1-4 мм.

Рис. 4.22. Схемы гидростатических шпиндельных подшипников

Рис. 4.23. Схемы осевой (а) и радиальной (б) гидростатических опор

Опоры изготавливают с дренажными канавками 1 (см. рис. 4.23 и рис. 4.13) и без них. Наличие этих канавок увеличивает трудоемкость изготовления опор, но обеспечивает лучший отвод теплоты (больший расход масла через опору) и увеличивает жесткость особенно при боль­шой скорости (при V = 15 м/с жесткость увеличивается на 50%).

В радиальных подшипниках выполняют не менее четырех карма­нов. Может быть предусмотрено шесть карманов при диаметре шпин­деля более 250 мм. В крупногабаритных осевых подшипниках (шпин­дели диаметром более 500 мм) при значительных величинах опрокиды­вающих моментов делают три или четыре кармана, однако в большин­стве случаев выполняют один кольцевой карман.

Диаметральный зазор (50-120 мкм) в опорах увеличивается с рос­том габаритных размеров опоры и скорости скольжения. Масло назна­чают с учетом условий смазывания всего узла (обычно µ = 5-12 МПа·с при V>3 м/с; µ = 30-40 МПа·с при V>3 м/с)

Давление нагнетания р_н устанавливают равным 3-5 МПа, а дав­ление в карманах (0,4—0,6)р_н. Расход масла через опоры лежит в преде­лах от нескольких до ста литров в минуту и даже более.

Гидродинамическое смазывание. В гидродинамических подшипни­ках несущий масляный слой образуется при вращении вала. Масло за­тягивается в клиновой зазор между рабочими поверхностями вала и вкладыша (рис. 4.24а), в результате появляется указанный слой.

Избыточное давление р появляется в начале сужения зазора и за­канчивается за точкой минимального зазора h_min в его расширяющей­ся части. Давление наибольшей величины возникает на некотором рас­стоянии перед точкой минимального зазора (см. рис.4.24a). По длине вала давление распределяется по закону, который близок к параболи­ческому. Так как в подшипнике имеется один несущий слой, то его на­зывают одноклиновым. Такие подшипники не обеспечивают доста­точной жесткости и стабильного положения вала при больших скорос­тях скольжения и малых нагрузках. Поэтому в шпиндельных узлах их не применяют. Этих недостатков не имеют многоклиновые подшипни­ки (рис. 4.24б). Клиновой зазор в них создается за счет фасонного рас­тачивания рабочих поверхностей вкладышей (см. рис.4.25а), упругого деформирования втулок или самоустановки вкладышей при вращении шпинделя. В многоклиновом подшипнике обеспечивается высокая жесткость несущих масляных слоев и, за счет этого, стабильность шпинделя при работе как под нагрузкой, так и без нее. В гидродинами­ческих подшипниках используют минеральные масла вязкостью от 5 до 500 МПа·с.

Рис.4.24. Схемы гидродинамических подшипников: а - одноклинового; б-многоклинового; F— нагрузка на вал; V— скорость вращения; D - диаметр подшипника; е - смещение вала; h₀,h₁,L- параметры клинообразного зазора

Работоспособность и надежность шпиндельных подшипников снижается из-за отклонений от параллельности поверхностей вала и вкладыша, обусловленных как погрешностью изготовления корпус­ных деталей или вкладышей, так и изгибными деформациями шпинделя под действием внешней нагрузки. Это вызывает неравно­мерное распределение давления по длине цапфы подшипника. У кро­мок вкладышей давления резко возрастают (кромочные давления), при этом толщина несущего масляного слоя уменьшается. Слой у кромок практически отсутствует, а трущиеся поверхности разделяет всего лишь тонкая пленка смазочного материала. При эксплуатации под­шипника эта пленка быстро перегревается. В результате она теряет свои смазочные свойства. Это приводит к появлению контакта тру­щихся поверхностей и вызывает их износ и схватывание. Предотвра­щение кромочных давлений обеспечивается самоустановкой вклады­шей в плоскости оси вращения шпинделя (см. рис.4.25).

Подшипниковые антифрикционные материалы совместно с матери­алом шпинделя обеспечивают низкий коэффициент трения, сопротив­ляемость износу и заеданию, достаточную усталостную прочность. Наилучшим антифрикционными свойствами обладают оловянистые и свинцовистые бронзы и баббиты. Для шпиндельных подшипников следует применять бронзы следующих марок: Бр.С-30; Бр.ОФ-0.5; Бр.ОС8-14; Бр.ОС10-10 и др.

Рис.4.25. Многоклиновые подшипники: а - с фасонной расточкой; б - сегментный с возможностью самоустановки в направлении вращения; в - сегментный с самоустановкой в направлении вращения и по оси шпинделя

Многоклиновые подшипники имеют следующие преимущества: обеспечивают устойчивое вращение шпинделя при больших и малых внешних нагрузках и значительных скоростях скольжения, а также вы­сокую жесткость несущего масляного слоя; позволяют регулировать величину диаметрального зазора без искажения формы рабочих по­верхностей; имеют более низкую температуру, обусловленную лучши­ми условиями теплоотвода.

Эти подшипники изготавливают в виде цельной втулки или в виде вкладышей-сегментов. Число несущих масляных клиньев в них от трех до восьми.

В подшипниках-втулках несущие клинья 1 образуются при выпол­нении внутренней поверхности втулки радиусом R, большим, чем ра­диус r шейки вала (рис.4.25а). Эти подшипники требуют высокой соос­ности втулок и очень чувствительны к кромочным давлениям, что яв­ляется их недостатком.

В многоклиновых сегментных подшипниках несущие клинья обра­зуются в результате поворота (самоустановки) сегментов на их опорных поверхностях. Если сегменты подшипника имеют возможность само­устанавливаться только в направлении вращения (рис.4.25б), то такие подшипники требуют обеспечения высокой соосности рабочих поверх­ностей шеек вала и сегментов. Если сегменты могут самоустановиться не только в направлении вращения, но и по оси шпинделя (рис.4.25в), то в подшипниках полностью отсутствуют кромочные давления, вызывае­мые несоосностью рабочих поверхностей шейки вала и опорного сег­мента и упругими деформациями шпинделя. Подшипники данного типа наиболее распространены. В них применяют 3,5,8 вкладышей. Угол ох­вата β шейки вала вкладышем в трех- и пятивкладышных подшипниках равен 60°, отношение длины L вкладыша к его диаметру D следует при­нимать равным 0,7-0,9 (см. рис.4.26). Правильный выбор точки опоры вкладышей определяет работоспособность этих подшипников. Исходя из условий наибольшей несущей способности вкладыша и наименьших потерь на трение, точка опоры должна находиться в пределах 0,42-0,45 длины дуги β вкладыша (см. рис.4.26), считая от его выходной задней кромки, где зазор имеет минимальную величину. Вкладыши должны полностью находиться в масляной ванне. Подача масла на вкладыши через трубки недопустима из-за интенсивного подсоса воздуха в рабо­чую зону. Вследствие этого резко уменьшается несущая способность вкладышей и ухудшаются условия охлаждения шейки вала и вклады­шей.

Рис.4.26. Шпиндельная опора с многоклиновым подшипником

На рис.4.26 показана конструкция многоклинового подшипника, в которой возникновение кромочных давлений практически полностью исключается за счет возмож­ности самоустановки опорных сегментов 1 в направлении вращения и вдоль оси шпин­деля.

Рис.4.27. Упорный многоклиновый подшипник

По своей конструкции упорные гидро­динамические подшипники также являют­ся многоклиновыми. В них (рис.4.27) несу­щие масляные клинья выполнены на специ­альных малозазорных скосах 1, расположенных на опорных поверхностях. Масло к скосам поступает по специальным канав­кам.

Гидродинамические направляющие хорошо работают лишь при значительных скоростях скольжения порядка 1,5 м/с, которые соответ­ствуют скорости главного движения в продольно-строгальных и кару­сельных станках.

Газовое смазывание. В станках в основном применяют опоры с аэростатической смазкой. Минимальные потери на трение опор с газо­вой смазкой, а поэтому незначительные тепловыделения, являющиеся следствием малой вязкости газов, обеспечивают очень большие часто­ты вращения. При относительном перемещении узлов, разделенных газовым слоем, нет скачков сил трения, поэтому возможно перемеще­ние с минимальной скоростью скольжения. Указанные свойства дают возможность изготавливать высокоточные узлы технологического оборудования. Максимальные окружные скорости шейки вала в газо­вых подшипниках лежат в пределах 300-350 м/с. Ограничением быст­роходности шпинделей на газовых опорах является динамическая не­устойчивость.

По несущей способности газовые подшипники значительно усту­пают подшипникам качения. Поэтому аэростатические подшипники применяют в станках, служащих для чистовой, высокоскоростной об­работки.

Такие подшипники, если они правильно спроектированы и изго­товлены, способны работать практически в безызносном режиме. Это обеспечивает стабильную точность станка на весь срок его эксплу­атации.

Применение аэростатических подшипников требует наличия сис­тем очистки воздуха, его подвода и регулирования расхода.

Принцип работы аэростатических опор аналогичен принципу дейс­твия гидростатических опор. Воздух под давлением P_S подается через дроссель в рабочий зазор, откуда он поступает в атмосферу. Несущая способность и жесткость аэростатической опоры (рис.4.28) определяется законом распре­деления давления воздуха в ра­бочем зазоре. Дроссель 1 под­бирают так , чтобы обеспечить на входе в рабочий зазор давле­ние P_d, равным 0,5-0,7 подво­димого давления P_s. Это обес­печивает максимальную жесткость воздушного слоя. Дроссели (ограничители расхо­да) автоматически регулируют давление в смазочном слое в за­висимости от величины измене­ния зазора (внешней нагрузки). Наиболее распространены сопловые, щелевые и пористые дроссели.

Рис.4.28.Схема работы аэростатической опоры: P_s-давление наддува. P_d - давление воздуха на выходе дросселя, P₀ - давление окружающей среды

Сопловые дроссели предс­тавляют собой отверстия малого диаметра (0,1-1 мм); реже, для особо крупногабаритных и тяжело нагруженных опор, используют отверс­тия диаметром 2-3 мм. Количество отверстий от 1 до 14. Эти дроссели бывают двух типов: кольцевые диафрагмы (рис.4.29а), простые диаф­рагмы (рис.4.29б).

Опоры, оснащенные простыми диафрагмами, обеспечивают боль­шую несущую способность, чем опоры с кольцевыми диафрагмами. Однако первые более склонны к неустойчивости. Это обусловлено зна­чительным объемом воздуха, находящимся в несущих карманах диаметром D_d.

Рис.4.29. Дроссели соплового типа: а - кольцевая диафрагма; б - простая диафрагма

Сопловые дроссели имеют ряд недостатков: склонность к неустой­чивой работе при больших давлениях и высоких скоростях; диаметр диафрагмы определяется величиной рабочего зазора; некачественная очистка воздуха ведет к засорению диафрагм.

Для увеличения жесткости опор идут по пути уменьшения величи­ны рабочего зазора. Это в свою очередь ведет к необходимости умень­шения диаметра диафрагмы. Обработка отверстий диаметром D_d ме­нее 0,3 мм затруднена.

Поэтому использование диафрагм в опорах с малыми рабочими зазорами нецелесообразно.

Щелевые дроссели (рис.4.30) можно использовать во всем диапазо­не давлений и нагрузок. Характерными параметрами щели является ее длина L_d и ширина H_d. Длина щели обычно находится в пределах 3-15 мм, а ее ширина 5-30 мкм. Путем изменения этих двух параметров, можно осуществить оптимальную настройку опоры (p_d = (0,5 — 0,7)p_s) даже при малых значениях рабочего зазора h.

Конструктивно опоры со щелевым наддувом могут быть выполне­ны со сплошным (рис.4.30б) и дискретным (рис.4.30а) подводом возду­ха в зазор. Дискретный подвод обеспечивает более высокую по сравне­нию со сплошным подводом жесткость. Это обусловлено устранением перетечки воздуха по щели из зоны высокого в зону низкого дав­ления.

Опору выполняют из двух или более (в зависимости от числа ли­ний наддува) втулок 1, которые ус­танавливают в одном корпусе (рис.4.31). Щелевые дроссели об­разованы занижениями 2 на торцах втулок - рис.4.31а (радиальные опоры) или проточкой 2 - рис.4.31б (осевые опоры).

Преимущества щелевых дрос­селей заключается в следующем: простота получения дросселей (путем шлифования можно полу­чить занижения до 5 мкм); устой­чивость во всем диапазоне скорос­тей и нагрузок; малая, по сравне­нию с диафрагмами, возможность выхода из строя из-за засорения. Недостаток - сложная технология сборки опоры.

Рис 4.30. Дроссели щелевого типа: а –для радиальной опоры; б -для подпятника

Рис.4.31. Конструктивное оформление щелевых дросселей: а - для радиальной опоры (дискретный вход воздуха); б - для подпятника (сплошной вход воздуха)

Пористые дроссели изготавливают из графита или керамики с по­ристой структурой. Характер истечения воздуха из такого дросселя аналогичен течению в щелях. Поэтому его характеристики сходны со щелевыми опорами.

Эти дроссели выполняют в виде сплошного кольца (рис.4.32а) или в виде таблеток (рис.4.32б).

Преимущества пористых дросселей следующие: подшипники с по­ристыми дросселями не имеют вибраций во всем диапазоне нагрузок, т.е. практически при любом рабочем зазоре, это обусловлено тем, что пористая стенка поглощает энергию вынужденных колебаний в случае их возникновения; предельная величина подъемной силы таких опор выше из-за рационального распределения давления в зазоре.

Недостатки: при обработке пористых материалов происходит за­сорение пор, что ведет к неопределенности их расходных характерис­тик; склонность к засорению.

Рабочие поверхности аэростатических опор по геометрической конфигурации могут быть следующих видов (рис.4.33): плоские (прямолинейные, круговые, кольцевые); цилиндрические; конические; сферические.

Опоры воспринимают как силу F, так и момент M .

Шпиндельные узлы оборудования на опорах с воздушной смаз­кой, как правило, являют собой комбинацию двустороннего подпят­ника (реже одностороннего).

Двусторонний кольцевой подпятник состоит из пяты 3 в виде дис­ка (рис.4.34), выполненного как единое целое с валом 1, двух кольце­вых аэростатических подпятников 3 и 6, смонтированных во фланцах 5и 7, и проставочного кольца 4. Воздух от внешнего источника (пневмосеть) под давлением p_s через распределительные каналы подается в кольцевые каналы фланцев и затем через дроссели (на рисунке показа­ны кольцевые диафрагмы) и смазочный зазор подпятников выходит в атмосферу под давлением p_а. При осевой нагрузке на вал F, равной нулю, зазоры в левом и правом подпятниках равны h₁ = h₂ = h₃ .Поэто­му реакция смазочных слоев также равна нулю, т.е. F₁ = F₂ = 0.

Рис.4.32. Дроссели пористого типа: а - в виде сплошного кольца; б - в виде таблеток

Рис.4.33. Геометрия рабочих поверхностей аэростатической опоры: а - плоская; б - цилиндрическая; в - коническая; г – сферическая

Рис.4.34. Двусторонний кольцевой аэростатический подпятник

Если пята смещается под действием внешней нагрузки F, то зазор h₀ в левом подпятнике уменьшается до h₁, а в правом увеличивается на такую же величину до h₂ . При уменьшении зазора сопротивление его истечению воздуха возрастает. Это сопровождается ростом противо­давления на дросселях, а среднее давление в зазоре увеличивается до тех пор, пока результирующая реакция смазочного слоя F₁ со стороны левого подпятника не уравновесит внешнюю нагрузку F и реакцию смазочного слоя со стороны правого подпятника F₂. Таким образом, суммарная реакция смазочных слоев двустороннего подпятника, урав­новешивающая внешнюю нагрузку, равна алгебраической сумме реак­ций смазочных слоев каждого из подпятников: F = F₁ — F₂.

Если предположить, что жесткость смазочного слоя каждого из подпятников в центральном положении пяты равна С, то при смеще­нии пяты на величину е изменения реакций смазочных слоев подпятни­ков будут равны еС, а их суммарное изменение равно 2еС. Поэтому в отличие от несущей способности жесткость двустороннего аэростати­ческого подпятника представляет собой уже не разность, а сумму соот­ветствующих жесткостей обоих смазочных слоев, т.е. С_Σ = 2С.

Аналогично при перекосе пяты возникает восстанавливающий момент.

Рис. 4.35. Радиальный двухрядный аэростатический подпятник

На рис.4.35 приведена схема конструкции радиального аэростати­ческого подшипника. От внешнего источника газ подается в кольцевой канал корпуса 3, откуда под давлением p_s через два ряда дросселей 4 (кольцевая диафрагма) поступает в зазор между цапфой вала 1 и под­шипниковой втулкой 2 и затем течет в торце подшипника, где он выхо­дит под давлением p_а в окружающую среду. Так же, как и в подпятни­ке, газ, проходящий через каждый дроссель, подвергается действию двух последовательно соединенных сопротивлений: самого дросселя и участка зазора на длине от плоскости отверстий наддува до торца подшипника. При концентрическом положении цапфы в подшипнике (е = 0) сопротивление течению газа в зазоре везде одинаково. Поэтому и давление газа в любой точке кольцевого сечения зазора равны.

Если цапфа вала под действием внешней силы смещается относи­тельно втулки подшипника на величину е = εh₀ , то сечение кольцевого зазора становится переменным. Ввиду этого сопротивления течению газа в зазоре будут различными по величине. Это сопровождается со­ответствующим изменением противодавления на дросселе (давление p_а на входе в зазор). В зоне минимального зазора h_min давление на входе в зазор максимально и, наоборот, в зоне максимального зазора h_max -минимально. Таким образом, образующаяся разность давлений в сма­зочном слое уравновешивает внешнюю силу F.

Наиболее распространены следующие компоновки шпиндельных узлов (рис.4.36).

Схемы (рис.4.36а и б) с двумя ра­диальными и двумя осевыми опора­ми используют преимущественно в станках, предназначенных для обра­ботки цилиндрических поверхностей (шлифование, точение), а схемы (рис.4.36в и г) - для обработки торце­вых поверхностей.

Рис.4.36. Схемы компоновки шпинделей на аэростатических опорах

На рис.4.37 показан шпиндель­ный узел шлифовального станка, вы­полненный по схеме рис. 4.36а. Шпиндель 2 шлифовального круга смонтирован на двух радиальных подшипниках диаметром 95 мм и длиной 140 мм каждый.

Торцы шпинделя вместе с флан­цами образуют два плоских осевых аэродинамических подпятника. К ра­диальным и осевым аэростатическим опорам шпинделя воздух поступает через внутренние каналы 4. Послед­ние соединены с круговыми проточками 6 бронзовых вкладышей 1. Воздух, пройдя через дроссели 7, попадает в рабочий зазор, а затем в атмосферу. К осевым опорам воздух поступает через систему каналов в корпусе шпиндельного узла и фланцах 5,8 и отверстия наддува во втулках 3. Уплотнительные коль­ца 9 служат для устранения утечек воздуха в местах стыков.

Рис.4.37. Шпиндельный узел шлифовального станка

Выбор конструктивных параметров опоры. Габаритные размеры подшипников и подпятников выбирают из конструктивных соображе­ний, всегда желательно их иметь возможно большими, так как они оп­ределяют несущую способность и жесткость опоры. Отношение длины к диаметру радиального подшипника следует брать равным или нес­колько меньшим 1,5. Для высокоскоростных опор это отношение обычно равно 0,7-1.

Для улучшения статических характеристик радиальных опор обычно используют две линии наддува, которые располагаются в опо­ре. Расстояние между ними примерно равно половине длины опоры.

Подпятники обычно имеют одну линию наддува.

При проектировании узлов на аэростатических опорах стремятся обеспечить их максимальную жесткость. Для этого определяют из кон­структивных и технологических соображений минимальную величину зазора. Далее выявляют параметры дросселей, обеспечивающих опти­мальное с точки зрения жесткости отношения давления наддува к дав­лению на входе в зазор (p_d/p_s = 0,6 —0,7), т.е. проводят оптимизацию по параметрам дросселей. Зазор h обычно выбирают равным 15-20 мкм. Число дросселей типа диафрагма берут равным 3,14·D/45...55 (где D - диаметр, мм) с округлением до целого числа в большую сторону, причем число отверстий не должно быть меньше трех. Диа­метр D_d отверстий наддува принимают 0,4-0,5мм. Длину щели в щеле­вых дросселях выбирают в диапазоне 3-10 мм, а ширину щели - 8-20 мкм. Подшипники и подпятники изготавливают из бронзы или графи­та для исключения задиров рабочих поверхностей при их контакте.