Подшипники скольжения в опорах шпинделей может иметь шлифовальный и токарный станок, станок автомат и т. д. Для надежной работы подшипника необходимо, чтобы несущий масляный слой между шейкой шпинделя и подшипником имел необходимую толщину и жесткость во всем диапазоне скоростей и нагрузок. При износе и значительном изменении режима работы станка должна быть предусмотрена возможность регулирования зазора в подшипнике. Желательно, чтобы при этом не произошло искажения формы подшипника, так как это может повлиять на условия жидкостного трения и точность вращения шпинделя.
В станках широко применяют специальные подшипники скольжения разнообразной конструкции (рис. 1). В этих подшипниках стремятся обеспечить не один, а несколько масляных клиньев и этим стабилизировать положение оси шпинделя. Кроме того, конструкция подшипника не должна допускать кромочных давлений, которые возникают при изгибе шпинделя. На рис. 1, а показана схема подшипника, втулка которого имеет фасонную внутреннюю поверхность, обеспечивающую образование трех масляных клиньев. Однако здесь не предусмотрено регулирование радиального зазора. Подшипник, имеющий три опорных сектора (рис. 1, б), связанных тонкими стенками, обеспечивает не только регулирование радиального зазора путем осевого перемещения в конической поверхности корпуса, но и некоторую самоустановку опор в направлении вращения.
Стремление обеспечить надежную самоустановку вкладышей не только в направлении вращения, но и по оси, во избежание кромочных давлений привело к созданию ряда оригинальных конструкций многоклиновых подшипников скольжения, предназначенных для шпинделей прецизионных станков. Подшипник, разработанный в ЭНИМСе (автор Ю. Н. Соколов), показан на рис. 1, в. Опорные сегменты 1 этого подшипника соединяются с основанием 3 с помощью упругих элементов 2, которые допускают самоустановку сегментов как в направлении вращения, так и в осевом направлении. Основание 3 представляет собой упругое кольцо с поперечным сечением в форме арки. Осевой зазор подшипника регулируется сжатием основания, в результате чего происходит радиальное сближение сегментов на одинаковую величину. Радиальная жесткость подшипника достаточно высока в результате того, что сегмент, упругие элементы и кольцо представляют собой одно целое.
Рис. 1. Специальные подшипники скольжения шпинделей
Во всех конструкциях подшипников скольжения должна быть обеспечена их надежная смазка, лучше - циркуляционная.
Для шпиндельных подшипников тяжелых станков применяют баббиты марок Б83, Б16, БН и свинцовистые бронзы (типа Бр. С30). Обычно баббиты и свинцовистые бронзы, залитые во втулку подшипников, применяют для значения pv<10 Па•м/с. Для ответственных подшипников средних размеров применяют оловянные бронзы, например Бр. ОФ 6,5-0,15 и Бр. ОЦС 5-6-5 при окружных скоростях до v=10 м/с. Эти бронзы обладают хорошими антифрикционными свойствами, но имеют в своем составе дефицитные цветные металлы (олово). Поэтому желательно применять бронзы, не имеющие в своем составе олова. Такие бронзы, как Бр. АЖ9-4, применяют для подшипников скольжения при скоростях v≤5 м/с. Для этого типа бронз ввиду их повышенной твердости обязательно требуется термическая обработка шеек вала до твердости HRC≥45.
Подшипники скольжения шпинделей рассчитывают на обеспечение жидкостного трения. Расчет состоит из двух этапов.
Первый этап заключается в выборе ориентировочных размеров подшипника - его длины l и диаметра d, исходя из характеристики pv и условного давления
p = P/dl,
где P - реакция в опоре; v - окружная скорость.
Характеристика pv связана в первую очередь с тепловым режимом работы подшипника скольжения, а при смешанном трении с износостойкостью сопряжения. Для шпинделей станков со средней частотой вращения обычно р≤3 МПа и рv=1÷2 Па•м/с. Рекомендуются следующие максимально допустимые значения pv для различных материалов подшипников скольжения: антифрикционный чугун (при v≤2 м/с) pv≤2 Па•м/с; цинковый сплав ЦАМ 10-5 (при v≤2,5 м/с) pv≤4 Па•м/с; альхугин (v<5 м/с) pv≤6 Па•м/с; бронза Бр. ОЦС 5-6-5 (v<5 м/с) pv≤8 Па•м/с. Соотношение l:d лежит обычно в пределах 1-2. Однако для обеспечения жидкостного трения необходимо не только определить размеры подшипника, но и выбрать другие его параметры: диаметральный зазор между шпинделем и подшипником ∆=D-d, шероховатость поверхности шейки шпинделя и подшипника, вязкость смазки и др.
Второй этап расчета заключается в выборе параметров подшипника на основе зависимостей гидродинамической теории смазки и в уточнении значений d и l. Положение вала в подшипнике и минимальная толщина масляного слоя hmin зависят от безразмерной характеристики режима
λ = ωμ/p,
где ω - угловая скорость вала, с-1; μ - динамическая вязкость масла, MH•c/м2.
Минимальная толщина масляного слоя находится в пределах 0<hmin<0,51∆ (∆ - диаметральный зазор) и имеет тем большее значение, чем больше частота вращения вала, выше вязкость масла и меньше нагрузка. Связь между несущей способностью масляного слоя и параметрами подшипника может быть выражена формулой, содержащей следующие безразмерные величины:
Ф = ψ2/λ,
где Ф - коэффициент нагруженности; ψ=∆/d - относительный диаметральный зазор (зависит от выбранной посадки); для предварительных расчетов можно принимать ψ=0,001÷0,002.
Относительный эксцентриситет зависит от соотношения e/d и величины Ф:
x = 2e/∆
где e - эксцентриситет.
Для расчетов можно пользоваться данными Коровчинского М. В. (рис. 2).
Относительный эксцентриситет x определяет толщину масляного слоя:
hmin = (∆/2) (1-x)
Значение диаметрального зазора ∆ в шпиндельном подшипнике влияет также на точность обработки деталей имеет следующие средние значения (в мкм) для различных станков: высокоточных 5-10, шлифовальных 10-15, токарных 15-25, револьверных, сверлильных и фрезерных нормальной точности 20-30.
Рис. 2. Значение коэффициента нагруженности
Расчет подшипников скольжения на жидкостное трение заключается в определении минимальной толщины масляного слоя hmin при данных условиях работы подшипника. Для этого по формуле подсчитывают коэффициент нагруженности Ф в зависимости от характеристики режима λ и относительного зазора ψ. Затем по рис. 2 определяют относительный эксцентриситет x и по нему величину hmin. На поверхностях шейки шпинделя и подшипника имеются микронеровности, максимальное значение которых δ1max и δ2max (рис. 3) определяет возможность разрыва масляной пленки.
Условие сохранения слоя смазки
hmin> δ1max + δ2max + y,
где y - наибольший прогиб шейки шпинделя в подшипнике.
Значения δmax зависят от шероховатости поверхности (см. ГОСТ 2789-73).
Чем большую частоту вращения развивает шпиндель станка, тем меньше опасность нарушения жидкостного трения. Однако при росте частоты вращения шпинделя увеличивается коэффициент жидкостного трения и соответственно растет тепловыделение. В этом случае необходим тепловой расчет подшипника. Количество отводимого тепла при нормальной температуре смазки (t=60÷70°C) должно быть больше выделяемого тепла. Последнее может быть подсчитано по формуле (Дж/с)
Q1 = Puf,
где P - нагрузка, Н; v - окружная скорость вращения шейки вала, м/с; f=0,02÷0,002 - коэффициент жидкостного трения.
Рис. 3. Схема расположения масляного слоя между шпинделем и подшипником скольжения
