滚珠丝杠副轴向静刚度测试台机械结构设计(12)
时间:2017-02-13 15:55 来源:毕业论文 作者:毕业论文 点击:次
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 (责任编辑：qin) |