【文章內容簡介】 為： 為此，絲杠的目標行程可定為比公稱行程小。絲杠在安裝時，進行預拉伸，伸長量為。（2）預拉伸力根據(jù)材料力學歐拉公式：根據(jù)《實用機床設計手冊》—46 選取軸承型號。 表3—3 軸承參數(shù)型號(mm)(mm)(mm)動負載()預負荷()7603030TVP307219345004300 軸承的預負荷不應小于軸承最大載荷的，絲杠兩端固定，故軸承的最大載荷等于拉伸力加最大外載荷的一半。，故符合要求。 軸承要求的動負荷可按公式計算 ，考慮到機床特點，上式中系數(shù)、均取1，進給力的方向是可變的，軸承負荷可能是，也可能是。兩者機會均等，故取其平均值，當量轉速，故，如壽命為1500，則，可以看出所以軸承可用初選電動機型號為Z2—32型直流電動機，，效率76％，最高轉速2000，額定轉速1000，飛輪轉矩 。，所以選用電機合適。材料的選擇選擇小齒輪材料為40Cr（調制），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。傳動比取小齒輪齒數(shù) 。 模數(shù) 齒高 （1）按齒面疲勞強度校核按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由公式（3—16）計算循環(huán)次數(shù)由《機械設計使用手冊》[16]圖10—19查得，接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為10%，安全系數(shù) 彈性模量取為了使機床結構緊湊，且金屬切削機床的齒輪傳動，取齒寬系數(shù)由公式計算得 由《機械設計使用手冊》[16]表10—2查得，使用系數(shù)根據(jù)，7級精度由圖10—8查得動載荷系數(shù) 假設，由表10—3[16]查得由表10—4，7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置查得 所以，齒面接觸疲勞強度滿足要求。（2）按齒根彎曲強度校核由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10—18[16]查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)由，查圖10—13[16]得計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù)由表10—5[16]查得 查取應力校正系數(shù)由表10—5[16]查得 齒根彎曲強度校核由公式得所以，滿足齒根彎曲強度條件。設計的橫向進給系統(tǒng)中通過手輪裝置能夠實現(xiàn)的最小進給量為手輪每轉一轉橫向進給機構運動，通過上面計算知絲杠的導程為，所以手動裝置的降速比為，, 。（1）工作原理橫向進給手動裝置的工作原理與縱向進給裝置的工作原理相似，為了提高加工范圍，使得裝置適應精加工，減小進給量，所以在設計傳動的過程中設計了齒輪降速，以齒輪作為傳動件帶動滾珠絲杠進行進給。（2）手動裝置的結構1—進給手輪 2—緊定螺釘 3—牙嵌式離合器4—蝸輪 5—蝸桿 6—彈簧圖3—2 橫向進給手動裝置微量進給裝置由蝸輪蝸桿傳動。因為在蝸桿傳動中，當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過一個齒，因而能實現(xiàn)大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比；在分度機構或手動機構的傳動中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。（1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085—1988的推薦采用漸開線蝸桿（2）選擇材料考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。（3）尺寸計算規(guī)定微量進給裝置的進給量為每一轉，在通過上級傳動所以蝸桿傳動的降速比為，所以選取蝸桿的頭數(shù) 由《實用機床設計手冊》[15]查得 變位系數(shù) 蝸桿直徑系數(shù) 蝸桿軸向齒距 蝸桿導程 蝸桿齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑頂隙蝸桿齒頂高蝸桿齒根高蝸桿齒高蝸桿齒寬蝸輪分度圓直徑蝸輪齒頂圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪齒頂高蝸輪齒根高蝸輪齒寬（1）微量進給裝置的結構圖3—3 偏心套工作原理圖1—蝸輪 2—蝸桿 3—偏心套4—微量進給手柄 5—彈簧 6—調整手柄圖3—4 橫向微量進給裝置（2）微量進給裝置的工作原理微量進給裝置由蝸輪蝸桿組成，因為蝸輪蝸桿可以達到很大的傳動比，所以可以實現(xiàn)很小的進給量。在常態(tài)下蝸輪與蝸桿保持脫開嚙合的狀態(tài)，當需要進行微量進給時調整手柄6，使得蝸輪與蝸桿嚙合，在轉動微量進給手柄5進行進給運動，穿透偏心套的螺釘起一個導向的作用，實現(xiàn)蝸輪與蝸桿嚙合與脫開嚙合的運動。偏心套的結構是外圓與安裝孔同心，內圓相對外圓偏心。本設計偏心套的工作原理是，偏心套與調整手柄一起運動，當需要調整偏心套實現(xiàn)蝸輪與蝸桿的嚙合或脫開嚙合時搬動調整手柄使得偏心套在安裝孔內轉動，由于是偏心套在做整體運動因此安裝在偏心套內圓的蝸桿實現(xiàn)偏心運動，從而實現(xiàn)蝸輪蝸桿嚙合脫開嚙合的運動，為了準確的控制偏心套的運動位置，在偏心套的安裝面上開四分之一的環(huán)形槽，由螺釘導向。 本章小結依據(jù)傳動關系確定設計參數(shù)，通過計算確定各個部分尺寸。由尺寸確定具體的設計結構。第4章 液體靜壓軸承及節(jié)流器簡介,特別是高精度、高效率機床及重型機械對軸承的要求,一般是精度高,溫升低,發(fā)熱少,運動精度穩(wěn)定,摩擦、磨損小,精度保持性好,轉速變化對軸承剛度的影響小,抗振性能好，,都不能全面滿足這些要求,尤其對高精度,高效率機床,，液體靜壓軸承能全面滿足上述要求，因此受到世界各國的重視，并日益廣泛的應用到各種機械中，特別是高精度、高效率機床和重型機床中。液體靜壓軸承是依靠一個液壓系統(tǒng)供給壓力油,經過節(jié)流器,進入軸承的油腔,把軸浮起在軸承中,①承載能力大。②摩擦阻力極低。③剛度高,回轉精度高,精度保持性好。④壽命長。⑤應用范圍廣。，以及軋鋼機,望遠鏡,波紋度測量儀等設備上。靜壓軸承有各種各樣的形狀，其中油腔的個數(shù)也不盡相同。根據(jù)設計的要求，選擇有四個對稱油腔的軸頸軸承如圖21所示。在這種軸承中，油腔之間是軸瓦面，作為軸向封油面。油腔至軸承兩端面設有軸向封油面（圖2—1a中L尺寸表示封油面）。圖2—1a所示的靜壓軸承開設有徑向回油槽，而對于沒有回油槽的靜壓軸承則沒有這些回油槽。軸承直徑Db與主軸直徑D之間有一個嚴格控制的間隙。這兩個直徑之差的一半，叫做主軸與軸承的半徑間隙h0。具有一定壓力的油液從油泵供出后，經過節(jié)流器流入軸承的油腔內，力圖經過軸承的周向及軸向封油面流出。由于這些封油面的間隙都很少，對液流的阻力很大，所以在油腔中形成壓力（靜壓力），而將軸浮起來。當各油腔對稱開設時，軸便浮被在中心位置上。油液經軸與軸承的各個封油面流出以后，被集中到油池，形成油液的循環(huán)。對于沒有徑向回油槽的靜壓軸承油液只從軸向封油面流出。（a）（b） 圖21靜壓軸承的結構 圖22油腔的有效承載面積 從油泵來的壓力油（壓力為ps），分別經過與軸承的各個油腔相串聯(lián)的節(jié)流阻尼器，進入軸承的各個油腔，把軸浮起在軸承的中央。在軸沒有受到徑向載荷時，軸與軸承間四周有一個厚度相同的油膜，各個油腔壓力相同。如果軸受到一徑向載荷W（包括周的自重），如圖2—1a所示，則順著載荷W的方向偏向一邊，即與載荷W的方向相同的一邊的軸承間隙（圖2—1a軸承下面油腔的軸承間隙）減小，而與載荷W的方向相反的一邊的軸承間隙（圖2—1a軸承上面油腔的軸承間隙）增大。由于軸承每個油腔串聯(lián)有截流阻尼器，在軸承間隙減小的地方，相應油腔（圖2—1a軸承下面油腔）的壓力（圖中的pb3）便增大，而在軸承間隙增大的地方，相應油腔（圖2—1a軸承上面油腔）的壓力（圖中的pb1），軸在載荷W方向的上下方向所受到的液壓力就不平衡也就出現(xiàn)了壓力差。正是這個壓力差有軸所受到徑向載荷W平衡，使軸在受載荷W后仍能平衡，如圖2—1a所示。圖2—1a所示的靜壓軸承的承載能力基本關系式是： W=Ab(pb3－pb1)上式中Ab是軸承的有效承載面積，在圖2—1（b）中就是由點劃線所圍的矩形面積。這個面積比油腔的面積（圖2—1（b）用實線畫出的那個小矩形的面積）大一些，原因是油液的壓力不只是作用在油腔面積的范圍內，在油腔邊界到回油槽或軸承端面這個范圍內也受到液壓力的作用。在這個范圍內的油液壓力變化近似是按直線規(guī)律變化的。因此，一個油腔的承載能力不應按油腔面積來算，而應考慮其有效承載面積Ab。圖2—1所示軸承的一個油腔及其四周邊界區(qū)域的壓力分布，如圖2—2（a）所示。軸承的一個油腔的有效承載面積Ab按圖2—2（b）所表示的尺寸，可近似表示為： Ab=［a1+(a2a1)/2][b1+(b2b1)/2]=（1/4）(a1+a2)(b1+b2)其中 a1=2rsinθ1／2 a2=2rsinθ2／2 R為軸承半徑（r=Db/2） 節(jié)流器在液壓系統(tǒng)中的作用相當于一個液力阻力，油泵供給靜壓軸承的壓力油，經過節(jié)流器進入油腔，經過軸與軸承間的間隙，從 回油槽及軸承兩端流回油池。圖1—1a的上下兩個油腔的油路系統(tǒng)可簡化為如下圖：圖23靜壓軸承兩個油腔油路系統(tǒng)油路中的壓力與流量的關系，與電路中的電壓與電流的關系相當。因此，我們可用與電路的歐姆定律類似的規(guī)律來分析油路系統(tǒng)。圖2—3（a）所示的靜壓軸承的油路系統(tǒng)簡圖與圖2—3（b）的電路相類似。當軸沒有受到徑向負載時，軸被壓力油懸浮在軸承中，軸與軸承四周的間隙到處一樣。因此，從各個油腔流經這個間隙的壓力油受到同樣的液力阻力，即圖2—3（b）中的R1 = R3。但是軸受徑向載荷W后，圖2—1中油腔3附近的軸承與軸的間隙減小，因而相應間隙的液力阻力R3增大了，而在油腔1附近的軸承與軸的間隙增大，因而相應間隙的液力阻力R1減小了。與電路中的歐姆定律I = V／R相對應，油路亦有類似的定律，即Q = △P／R 。對于流經油腔1及油腔3的油路分別有： Q1 = Ps／（R + R1） Q3 = Ps／（R + R3）式中Ps表示油泵送到節(jié)流器的壓力油的壓力，稱為進油壓力。油腔1和油腔3的壓力PsPs3分別為：Pb1 = Q1 R1 = Ps／（1+ R／R1） Pb3 = Q3 R3 = Ps／（1+ R／R3）當軸受徑向載荷后，阻力R1減小，阻力R3增大。從Pb1的公式可知，此時分母增大，故Pb1減小了；從Pb3的公式可知，此時分母增大，故Pb3增大了；這樣便在載荷W的方向形成壓力差（Pb3 －Pb1）來抵抗載荷W，使軸仍能懸浮在油液中保持平衡。如果油腔1，油腔3沒有連接節(jié)流阻尼器，即R=0，那么上兩式便變?yōu)镻b1 = Ps及 Pb3= Ps。這樣軸受載荷后，既使油腔1，油腔3的間隙改變，液力阻力R R3變了，但始終保持Pb1 = Pb3= Ps，也就是說，不可能出現(xiàn)壓力差來抵抗載荷W。這樣，軸便在載荷W的作用下壓在油腔3的軸瓦面上，而不是懸浮在油液中，這時軸承就不是靜壓軸承了。 從以上分析可以知道，節(jié)流器在靜壓軸承中具有十分重要的作用。有了節(jié)流器，靜壓軸承才能成為名副其實的靜壓軸承。也就是說，靜壓軸承才具有承載能力，否則就不能成為靜壓軸承。節(jié)流器的具體作用使軸受徑向載荷W后，在載荷W的方向上出現(xiàn)壓力差（Pb3 －Pb1），從而靜壓軸承具有承載能力。綜上，靜壓軸承是靠油泵經節(jié)流器輸入到油腔的壓力油的壓力（靜壓力）來承載的，其工作原理主要是：①軸承的微小封油間隙，使油腔內有可能形成油液壓力；②由于與油腔連接的節(jié)流器的調壓作用，使軸受載后，在載荷上下方向兩油腔出現(xiàn)壓力差。靜壓軸承按其使用目的可分為向心軸承，推力軸承和向心推力聯(lián)合軸承三種主要結構形式，按其回油方式及油腔結構等又可以分為若干類型見表（21）。表（21）液體靜壓軸承分類類型結構特點性能特點應用范圍按回油方式有周向回油各油腔用回油槽分開 靜態(tài)承載時油腔壓差大 流量大 高速轉動時，容易將回油槽中的空氣吸入油腔適宜于低速重載無周向回油各油腔間無回油槽 有外載荷作用時，部分潤滑油會從高壓油腔流向低壓油腔 動壓剛度有所提高，有效承載面積有所增大，實際油膜剛度和承載能力比有周向回油時高 流量損耗小，油泵功率較小 高速轉動時空氣不易吸入油腔 軸承加工簡單目前正逐漸推廣按油腔數(shù)目分單油腔只有一個油腔只能承受方向恒定的載荷載荷方向恒定的重型機床雙油腔有兩個相隔90120度的油腔只允許載荷方向變動范圍在正負1530度以內載荷方向變化不大的大、重型機床三油腔沿周向均布三個油腔能承受任意方向載荷，但承載能力及油膜剛度的方向性較顯著直徑40mm以下的小型機床或內圓磨具四油腔沿周向均布四個油腔能承受任意方向載荷，承載能力及油膜剛度的方向性不顯著廣泛應用多油腔沿周向均布四個以上油腔油腔數(shù)越多，承載能力及油腔剛度的方向性愈小，油膜均化作用強，主軸運轉精度也隨之提