Проектирование токарного станка с числовым программным управлением повышенной точности (стр. 7 из 12)
5 Нм.[F]10 =(1300*0,97*1,025+50)*0,73=980
Определяем исходную мощность
N0 = 28,6 кВт.
Определяем поправку к моменту на передаточное число
ΔМ = 4 кг·м.
Определяем поправку к мощности
ΔN = 0,001 ΔМin1;
ΔN = 0,001·4·1000
ΔN = 4 кВт.
Определяем допускаемую мощность [N], кВт
[N] = (N0CαCL + ΔNi) Cp;
[N] = (28,6· 0,97· 1,025 + 4) 0,73 = 24 кВт.
Определяем число ребер ремня
10N
z = –;
[N]
z =
= 18,05 кВт.Принимаем количество ребер z=18.
Номинальная мощность, передаваемая ремнем:
, где 
- к.п.д. механизма от вала ременной передачи до шпинделя.Определяем ширину шкива
В = (z – l) s + 2*f,
где s – шаг ребер, мм; f – длина свободной части шкива, мм.
В = (18 – 1) 4,8 + 2· 5,5 = 92,6 мм.
Определяем окружное усилие, передаваемое ремнем (по номинальной мощности):
где v=10,5 м/с – минимальная рабочая скорость ремня для данного станка.Натяжение ветвей ремня:
; S1min=2420H. 
Усилие, действующее на вал при работе станка:
Q=S1+S2=6030+1680=7710 H.
Определим рабочий ресурс рассчитанной клиноременной передачи:
2.10 Расчет жесткости шпиндельного узла
При расчете на жесткость определяем упругое перемещение шпинделя в сечении его переднего конца, для которого производится стандартная проверка шпиндельного узла. При расчете радиальной жесткости все силы приводим к двум взаимоперпендикулярным плоскостям Y и Z, проходящим через ось шпинделя. Вычисляем радиальное перемещение его переднего конца в этих плоскостях, а затем суммарное перемещение:
Исходные данные для расчета.
Составляющие сил резания:
РZ=22933 Н;
РY=11466 Н.
Момент на шпинделе Мнр=3046 Нм.
Вес детали Gд=246 Н.
Проекция силы Р на вертикальную плоскость:
Рв=Рz– Gд=22933–246=22687Н;
на горизонтальную плоскость Рг=Рy=11466 Н.
Окружная сила в зубчатом зацеплении:
(Н).Радиальная сила в зубчатом зацеплении:
16922*0,36=6159 (Н).Проекции силы Q на вертикальную плоскость:
Qв=Qt*sin 38o+Qr*sin 52o =6159*0,616 +16922*0,788=17126 (Н);
на горизонтальную плоскость:
Qг=Qt*cos 38o-Qr*cos 52o=16922*0,788–6159*0,616=9543 (Н).
Вертикальная плоскость:
:PВ*(l + a) + QB*(l – в) – RBB*l = 0;
51026 (Н). 
RAB -RBB + QB+ РB= 0;
RAB = RBB– QB- РB= 51026 – 17126 – 22687 = 11213 (H).
Горизонтальная плоскость:
:Pг*(l + a) + Qг*(l – в) – RBГ*l = 0;
26141 (Н) 
RAГ -RBГ + QГ – РГ = 0;
RAГ = RBГ – QГ – РГ = 26141 – 9543 – 11466 = 5132 (H).
Суммарные реакции в опорах:
Жесткость опор шпинделя:
J1=94739 (Н/мм), j2= 178956 (Н/мм).
Радиальное упругое перемещение конца шпинделя с учетом собственной деформации и деформации его опор определяется по формуле [4; стр. 178]:
Угол поворота в передней опоре:
где Е=2,1*105 [Н/мм2] – модуль упругости материала шпинделя;J1 – среднее значение момента инерции сечения консоли.
J2 – среднее значение момента инерции сечения шпинделя в пролете между опорами;
Радиальное упругое перемещение конца шпинделя в вертикальной плоскости:
Радиальное упругое перемещение конца шпинделя в горизонтальной плоскости:
Суммарное радиальное перемещение конца шпинделя:
Угол поворота в передней опоре:
Q – проекция суммарной силы Q на плоскость силы Р.
Из вышеприведенных расчетов можно сделать вывод: шпиндель станка удовлетворяет допускаемым требованиям по жесткости.
Расчет гидростатических опор шпинделя
Рис. 3. Схема радиального замкнутого подшипника.
Расчет и оптимизацию гидростатических подшипников производим по программе. Методика расчета подшипников используемая в программе приведена ниже [14].
Методика расчета радиального гидростатического подшипника
2) Назначаем диаметр шейки вала D, мм для радиальных подшипников, исходя из общих требований, предъявляемых к конструкции узла.
3) Определяют эффективную площадь подшипника Аэф, мм2. В общем виде
где pk– давление в карманах опоры,
МПа; p– текущее значение давления на поверхности опоры, МПа; А – площадь опоры, воспринимающая внешнюю нагрузку, мм2. На практике применим следующие формулы: 
Длину подшипников L, ширины перемычек l0, ограничивающих карманы в осевом направлении, и ширины перемычек lkмежду карманами (все размеры в мм) устанавливают в зависимости от назначения проектируемого узла. В практике для радиальных гидростатических подшипников L=(0.8…1.4) D; l0=(0.04…0.15) D; lk=(0.08…0.20), однако проектирование может изменить пределы указанных величин.
Число карманов z в радиальном подшипнике принимают равным 4 или 6 (в последнем случае жесткость подшипника выше); по технологическим соображением чаще принимают число карманов 4.
4) Рассчитываем первоначальное значение рабочего зазора , мм. Для смазочной жидкости с коэффициентами динамической вязкости =5…50 МПаc (масла марок И-5А, И-12А, И-20А) и при давлении источника питания pн=2…5 Мпа для радиальных подшипников пригодна формула
.5) Принимают жесткость j (Н/мм) гидростатического подшипника с учетом баланса жесткости всего проектируемого узла. Жесткость должна быть аналогична жесткости вала, втулки и сопрягаемых с ней деталей. Как правило,
Н/мм.6) Определяем давление источника питания
которое обычно не выходит за пределы 2 – 5 Мпа. В противном случае производят коррекцию значений и j в пунктах 3 или 4.7) Производим оптимизацию подшипников по таким критериям, как энергетические потери, демпфирование, жесткость, быстродействие и др. В высокоточных и тяжело нагруженных узлах важнейший критерий оптимизации – энергетический: тепловые выделения в подшипниках должны быть минимальными, так как они снижают точность исполнительных движений, затрудняют работу средств охлаждения.
Суммарные энергетические потери (кВт) складываются из потерь на вязкое трения в подшипнике и затрат мощности, необходимой для прокачивания смазочной жидкости через подшипник. Потери на вязкое трение:
Затраты мощности на прокачивание смазочной жидкости через подшипник
На практике для расчета энергетических потерь пользуются следующими формулами:
Функции суммарных потерь энергии
для подшипников всех типов имеют экстремальный характер в зависимости от рабочего зазора и вязкости смазочной жидкости. Следовательно, по условию минимизации потерь на трение можно осуществить выбор рабочего зазора 
и вязкости смазочной жидкости 
. Формулы для определения и по минимуму энергетических потерь приведены ниже: