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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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