Модернизация патронного полуавтомата 1П756 (стр. 13 из 17)
2.13.1 Принцип работы гидростатических подшипников
Гидростатический подшипник — это подшипник скольжения, давление в рабочем слое смазочной жидкости которого создается источниками питания, расположенными вне подшипника и работающими независимо от него.
Из всех типов гидростатических подшипников можно выделить два основных: цилиндрические (радиальные) и упорные подшипники (подпятники).
Цилиндрические подшипники выполняют с равномерно расположенными по окружности карманами, в каждый из которых от источника питания через дросселирующее устройство подается смазочная жидкость под давлением, за счет чего образуется подъемная сила, и вал всплывает.
Под действием внешней нагрузки Fвал занимает эксцентричное положение относительно втулки. Образуется разница в величинах рабочих зазоров, через которые вытекает смазочная жидкость из различных карманов, изменяются и гидравлические сопротивления на выходе. Это приводит при наличии гидравлических сопротивлений (дросселей) на входе к изменению давления в каждом кармане; результирующая давлений воспринимает внешнюю нагрузку и возвращает вал в центральное исходное положение.
В гидростатические подшипники без дросселирующих устройств смазочная жидкость в каждый карман подводится от собственного источника питания (система «насос-карман»). Такую систему применяют в крупногабаритных подшипниках,
Для разгрузки валов применяют незамкнутые гидростатические подшипники, в которых втулка с несущими карманами не охватывает вал со всех сторон.
Рис.8. Распределение давлений в радиальном гидростатическом подшипнике.
В гидростатических подшипниках отсутствует контакт вала и втулки, так как в режимах пуска и останова вал всплывает до начала вращения, а опускается после останова.
2.13.2Расчет гидростатических подшипников
Задняя опора представляет собой замкнутый радиальный гидростатический подшипник.
Рис.9. Гидростатический подшипник.
Расчет подшипниковзадней опоры.
Диаметр шейки шпинделя D=120 мм.
Длина подшипника L=100 мм.
Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l0=10 мм.
Размер перемычек между карманами lк=14 мм.
Число карманов z=4.
Жесткость подшипника j=500*103 н/мм.
Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30˚С.
Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.
Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с
Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.
1. Найдем эффективную площадь подшипника:
2. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:
мм.3. Давление источника питания:
4. Энергетические потери в подшипнике:
5. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:
Поскольку полученное значение Δопт не значительно отличается от Δ0, то можно не корректировать значения рн и РЕ. Окончательно принимаем
Δ=0.091±0,005 мм.
6.Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:
ε=2е/Δ=2*0,01/0,091=0,22<0,35
6. Максимальная нагрузочная способность:
Н.7. Расход смазочной жидкости :
8. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:
9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при dдр=0.6мм определяем как:
qдр=86*103/4=21.5*103 мм3/с.
2.13.3 Расчет подшипников передней опоры
Диаметр шейки шпинделя D=160 мм.
Длина подшипника L=120 мм.
Размер перемычек, ограничивающих карман в осевом наплавлении l0=12 мм.
Размер перемычек между карманами lк=15 мм.
Число карманов z=4.
Жесткость подшипника j=500*103 н/мм.
Смазочная жидкость-масло И-5А с µ=7 МПа*с при температуре 30˚С.
Максимально допустимое значение смещения шпинделя е=0,01 мм.
Максимальная скорость колебаний шпинделя V=0.2 мм/с
Частота вращения шпинделя n=1600 об/мин.
1. Найдем эффективную площадь подшипника:
2. Найдем первоначальное значение диаметрального зазора:
мм.3. Давление источника питания:
4. Энергетические потери в подшипнике:
5. Оптимальное значение диаметрального зазора по минимуму энергетических затрат:
Поскольку полученное значение Δопт не значительно отличается от Δ0, то можно не корректировать значения рн и РЕ. Окончательно принимаем
Δ=0.123±0,005 мм.
Проверяем максимальное значение относительно эксцентриситета:
ε=2е/Δ=2*0,01/0,123=0,18<0,35
6. Максимальная нагрузочная способность:
Н.7. Расход смазочной жидкости :
8. Максимальная сила демпфирования в подшипнике:
9. Проводим расчет параметров дросселя. Длину канала (мм) капиллярного дросселя, имеющего круглое сечение, при dдр=0.6мм определяем как:
qдр=204*103/4=51*103 мм3/с.
2.14 Проверка подшипников вала в револьверной головке
В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 206 ГОСТ 8338–75.
- Статическая грузоподъемность С0 = 10кН =10000Н;
- Динамическая грузоподъемность С = 19,5кН =19500Н.
Осевая нагрузка Fа = 0, т. к. осевые нагрузки зубчатой передачи малы.
Приведенная динамическая нагрузка Рпр:
Pпр = X×V×Fr×Ks×KT,
где Х – коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;
V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
Кs – коэффициент безопасности; принимаем Кs = 1,25;
КТ – температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100°С, то КТ = 1.
Рпр = 1 × 1 × 746 × 1,25 × 1 =932.5Н.
Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Рпр = Рэкв.
Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:
Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (72230>25000), то подшипник пригоден.
2.15 Проверка подшипников входного вала продольного шпиндельного блока
В опорах вала установим радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии 7000111 ГОСТ 8338–75.
- Статическая грузоподъемность Со = 11,7кН =11700Н;
- Динамическая грузоподъемность С = 17кН =17000Н.
Осевая нагрузка Fа = 0, т. к. осевые нагрузки от муфты и зубчатой передачи малы.
Приведенная динамическая нагрузка Рпр:
Pпр = X×V×Fr×Ks×KT,
где Х – коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1, т.к. подшипник радиальный однорядный;
V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо;
Кs – коэффициент безопасности; принимаем Кs = 1,25;
КТ – температурный коэффициент; т.к. рабочая температура меньше 100°С, то КТ = 1.
Рпр = 1 × 1 × 935 × 1,25 × 1 =1168Н.
Приведенная нагрузка соответствует эквивалентной динамической нагрузке Рпр = Рэкв.
Определим ресурс предварительно выбранного подшипника:
Так как расчетная долговечность подшипника больше требуемой (64220>25000), то подшипник пригоден.