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滚珠丝杠副轴向静刚度测试台机械结构设计(12)
采用深沟球轴承,这样的支撑方式能承受较大的双向轴向载荷。
加载丝杠转速为 22.5r/min,属于缓慢运转状态,故计算其当量静载荷。当
Fr≦0.55 Fa时,根据公式轴向当量静载荷:
POa=Fa+2.7Fr (4.1)
其中径向载荷 Fr =1kN,轴向载荷Fa =876.78kN,选用内径90,外径 190的
推力滚子轴承。
查表机械设计手册 14.6-24得 C0a=1904kN,计算得 POa=879.48kN,取安全系
数S=2,则:
POaS=1758.96kN<C0r=1904kN (4.2)
满足要求。
具体尺寸如表 4.1 所示:
表4.1 加载丝杠轴承尺寸
参数 名称 推力滚子轴承 29418 深沟球轴承 61810
位置 固定端 游动端
内径/mm 90 50
外径/mm 190 65
厚度/mm 60 7
4.2 被测丝杠轴端锁死处花键连接校核
加载中要求被测丝杠既无轴向位移,亦无绕轴旋转,故需采用锁死装置。被
测丝杠两端做出阶梯轴顶死在支撑座上以限制轴向位移,一端做出花键并联接一
套筒,套筒固定在支撑座上以限制绕轴旋转。见图3.11。
根据花键联接的强度条件(静联接)
Z——花键的齿数,mm;
h——花键齿侧面的工作高度,mm,矩形花键 h=
,D为花键大
径, d为花键小径, c为倒角尺寸,而渐开线花键α =30°, h=m, α =45°, h=0.8m,
m为模数; l——齿的工作长度,mm;
——花键的平均直径,mm,矩形花键
]p——许用挤压应力,Mpa。
设计选用齿数 z=6,花键大径D=50mm,d=40mm,长度l=100mm 的矩形花
键,则h=5mm,m d
=45mm,并取
=0.7,T=4961.6N·m,带入(4.3)式计算得
p
=52.5Mpa,查表 5.2得[]p=120~200Mpa,
p
]p,满足要求。
4.3 被测丝杠两端支撑座与床身螺栓连接强度校核
4.3.1 尾架与床身螺栓连接强度校核
尾架安装在滑动导轨上,用 T型槽与床身连接,设计采用两个 T型槽,n=6
个12.9 级d=30mm的螺栓连接尾架与床身。
图4.1 尾架与床身螺栓连接示意图
(1)螺栓组受力分析
在工作载荷即最大轴向拉力 F=1.789×105
N作用下,螺栓组联接承受的载荷
有横向力:FH=F=1.789×105N,
倾覆力矩:M=F×h=1.789×105
×0.19=3.3991×104N·m。
在倾覆力矩 M作用下,右端两螺栓受到加载作用,左端两螺栓受到减载作用,
故右端的螺栓受力较大。由 M导致的螺栓拉力为
式中: Fmax——受力最大螺栓的工作拉力,
Lmax——距中心线最远螺栓的力臂。
将 M=3.3991×104
N·m,Lmax=0.1m,L1=L2=L5=L6=0.1m,L3=L4=0 代入(4.4)
式计算得:
Fmax=8.50×104N。
(2)预紧力校核
螺栓受预紧力 Fp压紧尾架与床身,在尾架与床身间产生摩擦力 FA,传递横
向载荷。根据公式
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