Изобретение относится к области машиностроения и может применяться в радиальных опорах шпиндельных узлов металлорежущих станков, при использовании в качестве смазывающей среды как жидкостей, так и газов.The invention relates to the field of mechanical engineering and can be used in radial bearings of the spindle assemblies of metal-cutting machines, when both liquids and gases are used as a lubricating medium.
Известен гидростатический подшипник, содержащий корпус, вал и подвижную втулку, находящуюся в полости между корпусом и валом и образующую с поверхностью вала щелевой дросселирующий зазор, на внешней цилиндрической поверхности втулки по обоим концам выполнены кольцевые выступы, образующие между корпусом и втулкой ступенчатые щелевые дросселирующие зазоры. В средней плоскости подшипника с внешней и внутренней сторон втулки выполнены кольцевые каналы, сообщенные между собой и с источником нагнетания смазки. Элементы сборного корпуса образуют щелевые дросселирующие зазоры с сопряженными торцевыми поверхностями втулки и цилиндрической поверхностью вала. На стыке щелевых дросселирующих зазоров, образованных сопряженными торцевыми поверхностями корпуса и втулки с щелевыми дросселирующими зазорами, образованными сопряженными цилиндрическими поверхностями втулки и корпуса, выполнены дренажные кольцевые полости (Патент РФ №2208723, МПК F16C 32/06, опубликован в 2003 г.). Наиболее близким по технической сущности к заявленному изобретению является гидростатический подшипник, содержащий корпус с радиальным каналом, сообщенным с источником нагнетания смазки, и вал. В корпусе выполнен второй радиальный канал, сообщающийся с источником нагнетания смазки, и оба радиальных канала выполнены дросселирующими. На торцах корпуса выполнены кольцевые выступы, на внутренней стороне которых установлены мембраны кольцевого типа, образующие с корпусом и выступами корпуса полости, сообщенные с радиальными каналами. Внутри мембран герметично закреплены жесткие кольца, образующие с валом осевые дросселирующие щели, а с корпусом - радиальные дросселирующие щели, внутренняя поверхность корпуса и поверхность вала образуют щелевой зазор для основного несущего слоя смазки (Патент РФ №2370680 CI, F16C 32/06, опубликован в 2009 г.).A hydrostatic bearing is known, comprising a housing, a shaft and a movable sleeve located in the cavity between the housing and the shaft and forming a slotted throttling clearance with the shaft surface, annular protrusions are made on the outer cylindrical surface of the sleeve at both ends, forming stepwise slotted throttling gaps between the housing and the sleeve. In the middle plane of the bearing from the outer and inner sides of the sleeve, annular channels are made, interconnected with each other and with a lubricant injection source. The elements of the prefabricated housing form slotted throttling gaps with the mating end surfaces of the sleeve and the cylindrical surface of the shaft. At the junction of the slotted throttling gaps formed by the mating end surfaces of the housing and the sleeve with the slotted throttling gaps formed by the mating cylindrical surfaces of the sleeve and the housing, drainage annular cavities are made (RF Patent No. 2208723, IPC F16C 32/06, published in 2003). The closest in technical essence to the claimed invention is a hydrostatic bearing, comprising a housing with a radial channel in communication with the source of lubricant injection, and a shaft. A second radial channel is made in the housing, which communicates with a lubricant injection source, and both radial channels are throttling. At the ends of the casing, annular protrusions are made, on the inner side of which membranes of the annular type are installed, forming cavities in communication with the radial channels with the casing and the casing protrusions. Rigid rings tightly fixed inside the membranes, forming axial throttling slots with the shaft, and radial throttling slots with the shaft, the inner surface of the housing and the shaft surface form a gap for the main bearing layer of lubricant (RF Patent No. 2370680 CI, F16C 32/06, published in 2009).
Известные гидростатические подшипники при работе в режиме нулевой и тем более в режиме отрицательной податливости имеют низкие динамические характеристики, в частности, они обладают весьма низкой степенью устойчивости к воздействию внешних сил. Это связано с тем, что демпфирующих свойств малого объема несущего смазочного слоя недостаточно для гашения возникающих вынужденных колебаний, это является основным недостатком гидростатических подшипников.Known hydrostatic bearings when operating in zero mode and especially in negative compliance mode have low dynamic characteristics, in particular, they have a very low degree of resistance to external forces. This is due to the fact that the damping properties of a small volume of the bearing lubricating layer are not enough to dampen the resulting forced vibrations, this is the main disadvantage of hydrostatic bearings.
В основу изобретения положена задача повышения динамических характеристик, в частности повышение виброустойчивости подшипника в диапазонах нулевой и отрицательной податливости.The basis of the invention is the task of increasing the dynamic characteristics, in particular, increasing the vibration resistance of the bearing in the ranges of zero and negative compliance.
Поставленная задача решается тем, что в гидростатическом подшипнике, содержащем вал и корпус, сопряженные поверхности которых образуют щелевой зазор основного несущего слоя смазки, корпус имеет радиальные дросселирующие каналы, сообщающиеся с источником нагнетания смазки, на торцах корпуса выполнены кольцевые выступы, с внутренней стороны которых установлены мембраны кольцевого типа, а внутри мембран герметично закреплены жесткие кольца, образуя с валом и корпусом, соответственно, осевые и радиальные дросселирующие щели, согласно изобретению в корпусе выполнены камеры, симметрично расположенные относительно центральной поперечной плоскости, каждая из которых через соответствующий радиальный канал сообщена со щелевым зазором основного несущего слоя смазки.The problem is solved in that in a hydrostatic bearing containing a shaft and a housing, the mating surfaces of which form a gap of the main bearing layer of lubricant, the housing has radial throttling channels communicating with the lubricant injection source, annular protrusions are made on the ends of the housing, the inside of which are installed membranes of the ring type, and inside the membranes rigid rings are hermetically fixed, forming axial and radial throttling slots with the shaft and the housing, respectively, according to Bretenoux formed in the housing chamber, disposed symmetrically relative to the central transverse plane, each through a respective radial passage communicates with a slot gap main bearing lubricant layer.
На фиг.1 показан продольный разрез предлагаемого гидростатического подшипника; на фиг.2 - разрез А-А на фиг.1.Figure 1 shows a longitudinal section of the proposed hydrostatic bearing; figure 2 is a section aa in figure 1.
Гидростатический подшипник содержит вал 1, корпус 2 с радиальными дросселирующими каналами 3, сообщающиеся с источником нагнетания смазки рн. На торцах корпуса 2 выполнены кольцевые выступы, на внутренней стороне которых установлены мембраны 4 кольцевого типа, образующие с корпусом и выступами корпуса полости 5, сообщающиеся с радиальными дросселирующими каналами 3. Мембраны 4 герметично прикреплены внешней кромкой к выступам корпуса, а изнутри к мембранам 4 герметично прикреплены жесткие кольца 6, образующие с валом 1 и корпусом 2, соответственно, осевые и радиальные дросселирующие щели 7 и 8. Внутренняя поверхность корпуса 2 и поверхность вала 1 образуют щелевой зазор 9 основного несущего слоя смазки. Внутри корпуса 2 выполнены камеры 10, симметрично расположенные относительно центральной поперечной плоскости подшипника (например, в два ряда, как на фиг.1). Каждая камера через соответствующий радиальный канал 11 сообщается с щелевым зазором 9 основного несущего слоя смазки.The hydrostatic bearing comprises a shaft 1, a housing 2 with radial throttling channels 3, in communication with the source of pumping lubricant p n . At the ends of the casing 2, annular protrusions are made, on the inner side of which membranes 4 of the ring type are installed, forming cavities 5 with the casing and the protrusions of the casing 5, communicating with radial throttling channels 3. The membranes 4 are hermetically attached by the outer edge to the protrusions of the casing, and from the inside to the membranes 4 hermetically attached rigid rings 6, forming with the shaft 1 and the housing 2, respectively, axial and radial throttling slots 7 and 8. The inner surface of the housing 2 and the surface of the shaft 1 form a gap 9 of the main things lubricant layer. Inside the housing 2, chambers 10 are made symmetrically located relative to the central transverse plane of the bearing (for example, in two rows, as in FIG. 1). Each chamber through a corresponding radial channel 11 communicates with a gap gap 9 of the main bearing layer of lubricant.
Гидростатический подшипник работает следующим образом. Смазка поступает в подшипник от источника нагнетания смазки под давлением рн через дросселирующие радиальные каналы 3 в полости 5. Гидростатическая сила, создаваемая давлением в полостях 5 на мембраны 4 кольцевого типа, уравновешивается силами упругой деформации мембран 4. Из полостей 5 смазка проходит через радиальные дросселирующие щели 8 и разделяется на два потока. Часть смазки поступает в щелевой зазор 9, другая часть через осевые дросселирующие щели 7 выходит в окружающую среду под давлением ра. Гидростатическая сила смазки в щелевом зазоре 9, действующая на вал 1, уравновешивается внешней нагрузкой f.Hydrostatic bearing operates as follows. The lubricant enters the bearing of the source of lubricant injection pressure p n through throttling radial channels 3 in the cavity 5. The hydrostatic force exerted by the pressure in the cavities 5 on the diaphragm 4 of the annular type, is balanced by elastic deformation forces of the membrane 5 from the cavity 4. lubricant passes through the radial throttling slots 8 and is divided into two streams. Part of the lubricant enters the slit gap 9, the other part through the axial throttling slots 7 enters the environment under pressure p a . The hydrostatic force of the lubricant in the gap 9, acting on the shaft 1, is balanced by an external load f.
С изменением нагрузки f на вал 1, он смещается в направлении действия нагрузки f, появляется эксцентриситет е отклонения оси вала 1 относительно оси корпуса 2. Вследствие этого уменьшается (увеличивается) щелевой зазор 9 в нагруженной (разгруженной) зоне, что приводит к увеличению (уменьшению) его гидравлического сопротивления и, как следствие, увеличению (уменьшению) давлений в щелевом зазоре 9 и полостях 5. В результате, суммарная гидростатическая сила в полостях 5 принимает направление, противоположное эксцентриситету е, и деформирует мембраны 4. Это приводит к увеличению (уменьшению) упругих сил в нагруженной (разгруженной) зоне, которые уравновешивают увеличившиеся (уменьшившиеся) гидростатические силы в полостях 5, а также приводит к перемещению жестких колец 6 в направлении, противоположном эксцентриситету е, при этом величина радиальных дросселирующих щелей 8 не меняется. Высота осевой дросселирующей щели 7 уменьшается (увеличивается) в направлении эксцентриситета е (в противоположном направлении эксцентриситета е), что приводит к дополнительному увеличению (уменьшению) давления в щелевом зазоре 9, но при этом расход смазки через подшипник не увеличивается. Дополнительное давление в щелевом зазоре 9 смещает вал 1 в направлении, противоположном действию нагрузки f, таким образом достигается эффект отрицательной податливости вала 1. Благодаря тому, что жесткие кольца 6 соединены с корпусом 2 мембранами 4, которые стремятся вернуть кольца 6 в центральное положение, между валом 1 и кольцами 6 всегда присутствует минимальный осевой дросселирующий зазор 7. Его наличие вынуждает вал 1 постоянно смещаться против действия нагрузки f, чем достигается отрицательная податливость практически на всем диапазоне нагрузки f. Введение камер 10, связанных с несущим слоем смазки, позволяет эффективно гасить вынужденные колебания, а выбор оптимальных значений их геометрических параметров приводит к повышению демпфирующих свойств подшипника при работе в режимах нулевой и отрицательной податливости.With a change in the load f on the shaft 1, it shifts in the direction of the load f, an eccentricity e of the deviation of the axis of the shaft 1 relative to the axis of the housing 2 appears. As a result, the gap 9 in the loaded (unloaded) zone decreases (increases), which leads to an increase (decrease ) of its hydraulic resistance and, as a consequence, an increase (decrease) in pressure in the gap 9 and cavities 5. As a result, the total hydrostatic force in the cavities 5 takes a direction opposite to the eccentricity e and deforms the membranes 4. This leads to an increase (decrease) in the elastic forces in the loaded (unloaded) zone, which counterbalance the increased (decreased) hydrostatic forces in the cavities 5, and also leads to the displacement of the rigid rings 6 in the direction opposite to the eccentricity e, while the radial throttling slots 8 does not change. The height of the axial throttle slit 7 decreases (increases) in the direction of the eccentricity e (in the opposite direction of the eccentricity e), which leads to an additional increase (decrease) in pressure in the gap gap 9, but the lubricant flow through the bearing does not increase. The additional pressure in the slotted gap 9 shifts the shaft 1 in the opposite direction to the load f, thus achieving the effect of negative flexibility of the shaft 1. Due to the fact that the rigid rings 6 are connected to the housing 2 by membranes 4, which tend to return the rings 6 to a central position, between the shaft 1 and the rings 6 always have a minimum axial throttling clearance 7. Its presence forces the shaft 1 to constantly move against the action of the load f, thereby achieving negative compliance over almost the entire range e load f. The introduction of chambers 10, associated with the carrier layer of lubricant, allows you to effectively suppress forced vibrations, and the choice of the optimal values of their geometric parameters leads to an increase in the damping properties of the bearing when operating in zero and negative compliance modes.
