SU685443A1 - Spindle assembly - Google Patents

Description

1one

Изобретение относитс  к станкостроению и может найти применение в шпиндельных узлах металлорежущих станкор, в частности в электрошпиндел х с гидростатическими опорами шпиндел .The invention relates to a machine tool industry and can be used in spindle assemblies of metal-cutting stankor, in particular in an electrical spindle with hydrostatic spindle supports.

Известны шпиндельные узлы с гидростатическими опорами шпиндел , воспринимающими радиальные и осевые нагрузки 1.Known spindle nodes with hydrostatic spindle bearings, perceiving radial and axial loads 1.

Наиболее близким техническим решением к изобретению  вл етс  шпиндельный узел с гидростатическими опорами шпиндел , воспринимающими осевые и радиальные нагрузки. Он содержит по концам шпиндел  два радиально-упорных подшипника, каждый из которых воспринимает осевую нагрузку только в одном направлении т.е.  вл етс  радиально-упорным подшипником одностороннего осевого действи  2, Оба радиально упорных подшипника образуют замкнутый упорный подшипник двустороннего действи с ограниченным суммарным осевым за3 ором.The closest technical solution to the invention is a spindle assembly with hydrostatic spindle bearings that accept axial and radial loads. It contains at the ends of the spindle two angular contact bearings, each of which takes an axial load in only one direction, i.e. is a one-way axial thrust bearing 2. Both radial thrust bearings form a double-ended thrust bearing with a limited total axial thrust bearing.

Недостатками известного шпиндельного узла  вл ютс  пониженна  жесткость , так как из-за осевых температурных деформаций сутимарный осевой зазор назначаетс  с запасом, низка  надежность, так как при перегреве шпиндельного узла может произойти схватывание подшипников из-заThe disadvantages of the known spindle assembly are reduced rigidity, since due to the axial temperature deformations, the essential axial clearance is assigned with a margin, the reliability is low, because when the spindle assembly overheats,

огевых температурных деформаций и при скачке осевой нагрузки на шпиндель , значительные осевые деформации конца шпиндел , так как они отсчитываютс  от середины шпиндел , и, кроме того, сложность конструкции иhigh temperature distortions and when the axial load on the spindle jumps, significant axial deformations of the spindle tip, since they are measured from the middle of the spindle, and, in addition, the design complexity and

изготовлени  шпиндельного узла из-за необходимости обеспечить точный суммарный осевой зазор в подшипниках. Все это приводит к снижению точностиmanufacturing the spindle assembly due to the need to ensure accurate total axial clearance in the bearings. All this leads to a decrease in accuracy.

и производительности обработки на станке, не позвол ет существенно повысить скорость вращени  шпиндел  и управл ть зазорами в подшипниках в процессе эксплуатации.and the machining performance on the machine does not significantly increase the speed of rotation of the spindle and control the gaps in the bearings during operation.

Цель изобретени  - упрощение конструкции , изготовлени , повслшение эксплуатационных качеств узла.The purpose of the invention is to simplify the design, manufacture, improvement of the performance of the site.

Цель достигаетс  тем, что задн   опора выполнена в виде радиальногоThe goal is achieved by the fact that the rear support is made in the form of a radial

Claims (2)

цилиндрического подшипника, герметично закрытого с наружного торца и образующего с задней шейкой ишиндел  пару цилиндр-плунжер, рабоча  полость которой соединена с устройством регулировани  давлени  в полости и с источником давлени  рабочей среды (жидкости или газа). Дл  возможности регулировани  ра диальной жесткости шпиндел  в качестве переднего радиально-упорного подшипника может быть использован конический подшипник. На фиг. 1 показан шпиндельный узел; на фиг. 2 передн   опора, вариант выполнени , В корпусе 1 шпиндельного узла ра положены втулки переднего радиально упорного гидростатического подшипника 2 и втулка заднего цилиндрического , радиального гидростатического подшипника 3 шпиндел  4, В отверсти х втулок выполнены несущие карманы 5, воспринимающие радиальные нагрузки, а на правом торце втулки подшипника 2 выполнен кольце вОй карман 6, воспринимающий только осевую нагрузку, действующую со сто роны шпиндел  налево, т.е. подшипник 2 - одностороннего осевого действи , Яесуйще карманы подшипников через дроссели 7 соединены с источником давлени  Р смазки. В корпусе 1 установлен статор 8, а на шпин деле 4 - ротор 9 электропривода вращени  щпиндел . Подшипники снабжены бесконтактными уплотнени ми с дренажными канавками 10, соединенны ми со сливом. Задний подшипник 3 герметично закрыт с нарунсного торца крышкой 11 и образует с задней шейк 12 шпиндел  4 пару цилиндр-плунжер, Рабоча  полость 13 этой пары соедин на с источником давлени  Рц смазки через регулируемый дроссель 14, Устройство работает следующим образом. При включении давлени  Р, смазка через дроссель 7 течет в несущие кармацы. Шпиндель жестко центрируетс  в отверсти х подшипников 2 и 3 слоем смазки, вытекающей из несущих карманов в дренажные канавки 10 и.1 Кроме того, давление смазки в несущем кармане 5 отжимает шпиндель 4 от правого торца втулки подшипника а давление в полости 13, напротив, прижимает шпиндель 4 к этому торцу, Давление в полости 13 зависит от со отношени  сопротивлений дроссел  14 и щели между полостью 13 и канавкой 10, Регулиру  дроссель 14, управл ют давлением в полости 13, которое , действу  на торец задней шей ки 12 шпиндел , нагрз жает карман 6 радиально-упорного подшипника. Таким образом, зазор между торцами подшипника 2 и шпиндел  4 зависит от настройки дроссел  14, Электромагнитное поле статора 8 вращает ро тор 9 со шпинделем 4. Возникающие осевые температурные деформации деталей узла не вли ют на величину за зора h. Поэтому можно установить требуемое малое значение зазора h 34 независимо от величины осевых температурных деформаций, т.е. без запаса на них, и таким образом повысить осевую жесткость опор шпиндел . Температурные осевые деформации и скачок осевой нагрузки не вызывают схватывани  подшипников. Уменьшаютс  температурные осевые деформации рабочего конца шпиндел , так как они отсчитываютс  не от середины шпиндел , а от его упорного торца. При конструировании и изготовлении не надо предусматривать точный суммарный осевой зазор шпиндел  (он может быть равен нескольким миллиметрам). В процессе зксплуатации можно регулировать величину зазора h, регулиру  дроссель 14. Если передний подшипник выполнен коническим, как показано на фиг.2, то регулиру  дроссель 14, можно управл ть зазором h в нем, и тем самым его осевой и радиальной жесткостью в зависимости от эксплуатационных требований. Следует отметить, что рабочую полость 13 плунжерной пары можно соедин ть с источником давлени  различным образом. Например, ее можно питать от отдельного, не св занного с системой смазки, источника давлени , например воздуха. Ее можно питать смазкой, вытекающей из подшипника 3. При этом канавку 10 не выполн ют , и смазка из несущих карманов 5 подшипника вытекает непосредственно в полость 13, откуда она сливаетс  через дроссель 14, соединенный в этом случае со сливом. Предложенна  конструкци  позвол ет исключить вли ние осевых температурных деформаций на работоспособность шпиндельного узла и гибко управл ть его характеристиками, что, в конечном счете, позвол ет существенно повысить точность, производительность , частоту вращени , жесткость и другие эксплуатационные качества узла. Формула изобретени  1,Шпиндельный узел с гидростатическими опорами, передн   из которых выполнена в виде радиальноупорного подшипника одностороннего осевого действи , о т л и ч а ющ и и с   тем, что, с целью упрощени  конструкции и повышени  эксплуатационных качеств, задн   опора выполнена в виде радиального цилиндрического подшипника, герметично закрытого с торца и образующего с задней шейкой шпиндел  пару цилиндрплунжер , a cylindrical bearing, hermetically sealed at the outer end and forming a cylinder-plunger pair with the rear neck of the cylinder, the working cavity of which is connected to a device for controlling the pressure in the cavity and a source of pressure of the working medium (liquid or gas). In order to adjust the radial stiffness of the spindle, a tapered bearing can be used as the front angular contact bearing. FIG. 1 shows a spindle assembly; in fig. 2 front support, embodiment, In the housing 1 of the spindle assembly pa, the sleeves of the front radially thrust hydrostatic bearing 2 and the sleeve of the rear cylindrical, radial hydrostatic bearing 3 spindle 4 are placed. bearing bushings 2 are made in a ring in a pocket 6, which only receives the axial load acting from the spindle side to the left, i.e. the bearing 2 is of one-sided axial action, and the bearing pockets through the throttles 7 are connected to a source of pressure P for lubrication. In case 1, a stator 8 is mounted, and in the spin 4 case there is a rotor 9 of an electric drive for rotation of the pinch. The bearings are provided with non-contact seals with drainage grooves 10 connected to the drain. The rear bearing 3 is hermetically sealed from the non-running end of the lid 11 and forms a pair of a cylinder-plunger with the back of the shake 12 spindle 4. The working cavity 13 of this pair is connected to the pressure source Rc of the lubricant via an adjustable throttle 14, the device works as follows. When the pressure P is turned on, the lubricant flows through the throttle 7 into the bearing pockets. The spindle is rigidly centered in the bores of bearings 2 and 3 with a layer of lubricant flowing from the bearing pockets into the drainage grooves 10 and 1. In addition, the pressure of lubricant in the bearing pocket 5 pushes the spindle 4 from the right end of the bearing bush and the pressure in cavity 13, on the contrary, presses the spindle 4 to this end, the pressure in the cavity 13 depends on the ratio of the resistances of the throttles 14 and the gap between the cavity 13 and the groove 10, adjusting the throttle 14, and controls the pressure in the cavity 13, which acts on the end of the rear neck 12 of the spindle pocket 6 radial y ornogo bearing. Thus, the gap between the ends of the bearing 2 and the spindle 4 depends on the setting of the throttles 14. The electromagnetic field of the stator 8 rotates the rotor 9 with the spindle 4. The resulting axial temperature deformations of the components of the assembly do not affect the clearance h. Therefore, it is possible to set the required small gap value h 34 regardless of the magnitude of the axial temperature deformations, i.e. without a stock on them, and thus increase the axial stiffness of the spindle supports. Temperature axial deformations and an axial load jump do not cause the bearings to seize. The temperature axial deformations of the working spindle end are reduced, since they are counted not from the middle of the spindle, but from its retaining end. When designing and manufacturing it is not necessary to provide for an exact total axial clearance of the spindle (it can be equal to several millimeters). In the process of operation, the clearance h can be adjusted by adjusting the throttle 14. If the front bearing is tapered, as shown in FIG. 2, by adjusting the throttle 14, the clearance h in it can be controlled, and thus its axial and radial rigidity depending on operational requirements. It should be noted that the working cavity 13 of the plunger pair can be connected to the pressure source in various ways. For example, it can be powered from a separate, non-lubricating, pressure source, such as air. It can be fed with lubricant flowing out of the bearing 3. At the same time, the groove 10 is not made and the lubricant from the bearing pockets 5 of the bearing flows directly into the cavity 13, from where it is drained through the throttle 14, which in this case is connected to the drain. The proposed design eliminates the effect of axial temperature distortions on the performance of the spindle assembly and flexibly controls its characteristics, which ultimately allows to significantly improve the accuracy, performance, rotational speed, rigidity and other operational qualities of the assembly. Claim 1, the spindle assembly with hydrostatic bearings, the front of which is made in the form of a radially resistant bearing of one-sided axial action, which also, in order to simplify the design and improve performance, radial cylindrical bearing, hermetically sealed from the end and forming a pair of cylinders-plunger with the spindle's rear journal, 2.Узел по п.1;Отличающ и и с   тем, что рабоча  полость пары цилиндр-плунжер соединена с2. Node according to claim 1; It is distinguished by the fact that the working cavity of the pair of cylinder-plunger is connected to 5685443 65685443 6 источником давлени  рабочей среды и1. Сборник Шпиндельные гидроустройстврм регулировани  давлени статические подшипники «-Расчет иsource of pressure working medium u1. Collection of spindle hydraulic pressure control static bearings "-Calculation and в полости проектирование.ЭЯИМС, 1969,in the cavity of the design. EJAIMS, 1969, Источники информации, прин тые2. Ме-таллорежущие станки и автово внимание при экспертизематические линии. 1975, 6, с. 18.Sources of information taken2. Metal-cutting machine tools and automotive attention for expert-static lines. 1975, 6, p. 18. с. 48, рис. 24.with. 48, fig. 24 ЩU