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        機床主軸動壓滑動軸承動態性能分

        發布時間:2020/11/6 9:46:50   來源:安昂傳動   作者:admin   瀏覽量:1527

         

        現代制造技術的發展對機床切削速度和精度要求越來越高。適應高速旋轉主軸的動壓滑動軸承,動態性能的影響較大,一是動壓滑動軸承對主軸系統提供足夠的阻尼,保證主軸穩定運轉;二是軸承彈性使主軸的實際臨界轉速比滾動軸承減小,且產生交叉剛度是促使系統失穩的主要因素之一。因此,動壓滑動軸承的動態性能分析計算,對設計具有良好動態性能的機床主軸系統是非常必要的。

        1、機床主軸動壓滑動軸承結構原理

        動壓滑動軸承按潤滑劑不同,分為液體動壓滑動軸承和氣體動壓滑動軸承,機床主軸常用的是多油楔液體動壓滑動軸承。

        動壓滑動軸承是靠主軸以足夠高的角速度ω旋轉,將一定粘度的潤滑劑帶入收斂的多油楔中,形成壓力油膜承受載荷。油膜厚度取決于油楔形狀,油楔形狀是在軸瓦內壁上加工出曲線油槽,固定瓦有阿基米德曲線油槽(圖1(a)),有偏心園弧曲線油槽(圖1(b)),活動瓦塊撓支點B擺動能自動調整間隙,形成油楔(圖1(c)).潤滑劑在收斂的楔形間隙中流動,由于油層間的剪切應力作用,產生流體動力,使相對運動的兩表面被油膜隔離,形成純液體摩擦。

        動壓滑動軸承具有結構簡單,運轉平穩,抗振阻尼好,噪聲小,主軸系統強度和剛度大,軸承可靠性和承載能力高等特點。因此動壓滑動軸承廣泛應用于機床主軸和其他行業的機器設備中。

        2、動壓滑動軸承動態工作狀況分析

        在軸頸上作用外載荷F,使軸頸中心O產生偏離至Oj,偏離位置常用偏心率ε和偏位角θ表示:Oj(θε),其中,ε=e/h0,e——偏心距,h0——軸承與軸頸的半徑間隙,h0=Rr。

        若外載荷F是不隨時間變化的穩定載荷,則軸頸中心Oj在軸承中的位置是不變的,并處于某一偏心率ε和偏位角θ上,而軸承油膜力P施加給軸頸與外載荷F相平衡,這一位置Oj(ε、θ)稱為靜平衡位置。

        若軸頸在靜平衡位置受到撓動(如切削材料硬度不均勻或主軸重量不平衡產生離心力等)時,軸頸中心Ojo(下角標“o”表示靜平衡位置上的值,下同)將在靜平衡位置作微小位移如圖3,軸頸中心Ojo位移到Od,Od為瞬時中心,用Δx和Δy表示,Od偏離Ojo的距離,稱為動態位移,Od為軸頸的動態瞬時中心。

        將油膜力在靜平衡位置對Δx和Δy動態位移作泰勒(Taylor)展開,并略去無窮小量,則位移后的油膜力為:

        式中:Px、Py——軸頸中心位移后的油膜力;Pxj、Pyj——靜平衡位置的油膜力。由式(1)定義八個系數為

        式中:Kij——軸承剛度系數,i.j=x.y

        Cij——軸承的阻尼系數,i.j=x.y;

        Kij·Cij——統稱為軸承的動態特性系數。

        由上可知,滑動軸承的動態特性系數是靜平衡位置的函數,即是偏心率ε和偏離角θ的函數。

        動態位移相對靜平衡位置的油膜力和增量在水平方向和垂直方向的分量為:

        ΔPx=Px-Pxj

        ΔPy=Py-Pyj (3)

        由式(1)和式(2)得

        (4)式中是多油楔動壓滑動軸承中任一油楔油膜力增量表達式。式中下角標“i”表示任一固定油楔。

        設固定瓦中共有S個油楔,則軸承油膜力的增量為:

        式中:

        式(5)、式(6)分別為多油楔動壓滑軸承油膜力增量和動態特性系數表達式。

        3 動壓滑動軸承動特性系數

        由圖4可以看出作用在軸頸上的油膜力沿OA和OB方向的分量為

        式中,P—靜平衡位置的油膜力(N/m2),可由靜態平衡方程解得。

        油膜力合力為:

        在靜平衡位置上油膜力P與外載荷F平衡,PA、PB、F

        三者形成封閉關系圖5所示

        tgθ=PA/PB (9)

        動態特性系數類似式(2),定義極坐標系AOB為:

        油膜力增量在極坐標AOB下可表示為:

        結 論

        1.動壓滑動軸承動態特征系數是靜態位置的函數,即是偏心率ε和偏位角θ的函數。

        2.交叉剛度是激發系統不穩定的主要因素之一,當外部阻尼為零時,系統有一個特征值實部大于零,故交叉剛度激發系統失穩。

        3.保證主軸軸承系統穩定的條件是系統的所有特征值必須小于零.


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