Беляева А.Ю.

Национальный технический университет Украины

«Киевский политехнический институт»

Вибрационные характеристики подшипников шпиндельного узла в условиях перегрузки

                            

Мы все знаем, что жизнь, долговечность и работоспособность любого механизма зависит не только от качества изготовления  и сборки, а также от условий эксплуатации , среды, в которой он находится и многого другого. Это касается так же металлорежущих станков и его узлов и механизмов. Эта работа будет посвящена подшипникам шпиндельного узла станка, работающего в условиях перегрузки, а именно при скорости вращения шпинделя, превышающую допустимую. Во избежание быстрого износа и порчи отдельных узлов, а именно подшипника, была составлена динамическая система подшипника [1] для дальнейшего составления уравнения динамики после уточнения схемы. В данной статье постараюсь связать отдельные силовые характеристики с тепловыми характеристиками и получения в дальнейшем результатов этих тепловых составляющих.

На данный момент будем считать подшипник идеальным, то есть дорожки идеально гладкие и ровные, шарики идеально гладкие и круглые, кольца идеально симметричные и соосные, отсутствуют вибрация и биение.

Тепловой расчет выполняют в целях определения средней температуры подшипника и динамической вязкости масла, кото­рые необходимы для вычисления несущей способности масляно­го слоя. [2]

.В простейшем расчетном случае при малых нагрузках Fr, отсутствии тор­цового истечения и малом эксцентри­ситете окружная сила трения

                                                   ,                                 (1)

где  — площадь смоченной по­верхности цапфы.

При постоянном градиенте ско­рости

.

Сила трения с учетом формулы (1)

Коэффициент трения            

Джерелом теплоутворення у підшипнику, що робить, є тертя між його деталями [3]. Звідси,

,                                         (5)

де  - сумарна потужність джерела тепловиділення, Вт;  - момент тертя підшипника, Нм; - частота оберту, с-2.

де  - сила опору, що не залежить від навантаження, Н; - приведений коефіцієнт тертя шарикового радіального однорядного підшипника;  - коефіцієнт пропорціональності шарикового радіального однорядного підшипника;  - діаметр вала під підшипник, м;  - радіальне навантаження, Н.

У зв’язку з високою частотою обертання підшипника джерелом та стоки теплоти прийняті розподіленими рівномірно на робочих поверхнях зовнішнього та внутрішнього кілець та на робочій поверхні шарика. Ширина  кілець, сепаратору та поверхні шарика, що торкається кільця будемо рахувати однаковими, торці кілець та поверхні шарика, що не торкаються кільця будемо рахувати адіабатичними, тобто таким, що непроникливі до теплоти.

Середня щільність тепловиділення

де  та  діаметри поверхонь кілець,  - діаметр поверхні сепаратору.

В динамическом уравнении все составляющие, кроме тепловых составляющих известны.

 

 

Литература.

1.     Bieliaieva A.Y.  Development of a model of dynamic system of a ball bearing. // Материалы XI  Международной научно-практической конференци «Актуальные достижения европейской науки», Польша, 2016.

2.     http://www.reductory.ru/literatura/detali-mashin-rjakhovskii/18-8-teplovoi-raschet-podshipnika.html

3.     Беляева А.Ю. Теплофізичний розрахунок шпиндельного вузла// Материалы 11 международной научно-практической конференции «Найновите достижения европейската наука», -2015, Том 13. Технологии. Сельско стопанство. Здание и архитектура. София»Бял. ГРАД-ООД, стр. 8-11.