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薄板切割裝置總體方案與結構設計
一、 主要任務與目標：
通過對薄板切割機的設計，進一步鞏固與深化學生對理論課程及實踐性教學環(huán)節(jié)中所學知識的理解，培養(yǎng)學生綜合運用所學基礎知識、基本理論和基本技能來分析和解決相關專業(yè)問題，以及收集、整理、分析、利用資料的能力，使學生受到工程師工作能力的綜合訓練，提高學生的獨立工作能力與綜合素質(zhì)。
二、主要內(nèi)容與基本要求：
1、按規(guī)定要求完成文獻閱讀、翻譯和文獻綜述；
2、完成開題報告和畢業(yè)設計階段的其他前期工作；
3、了解薄板切割機的工作原理與過程，分析其設計要求；
4、完成薄板切割機設計方案的分析與選擇；
5、依據(jù)選定的方案，完成薄板切割機的具體設計；
6、按規(guī)定的工作量和質(zhì)量要求完成圖紙和畢業(yè)設計說明書。
上述是我的畢業(yè)設計設計要求:我已經(jīng)上交了幾次設計方案,最終確定的設計參數(shù)為機器尺寸為2000X1500X1200。該機器采用伺服電機驅(qū)動，利用絲桿傳動（不用傳動履帶），利用機械結構壓緊切割薄板。切割刀頭要具有一定的Z向壓力，
故要安裝一個調(diào)壓彈簧*（老師特別要求）
這是我期望的效果圖樣板：
但是希望增加一個機械壓緊裝置如下：
這是我現(xiàn)階段完成的示意圖（結構僅供參考）
正視圖
側視圖
俯視圖
由于我們畢業(yè)設計指導老師要求很嚴格,幾次上交都不能滿足他的要求,故請求大神幫我做一份完善的畢業(yè)設計方案,要求完成一張完善的裝配圖(1、電機必須畫在圖紙上，并且需要在圖上表達清楚電機安裝在何處，與其它部件通過什么聯(lián)接；2、圖表達的問題，如聯(lián)接關系、配合關系、拆裝關系、尺寸標注、剖面等等需要標出； )、三張典型零件圖的正式圖紙和設計說明書全文（A4、正常頁邊距、行距2磅，有詳細的方案和計算，不少于20頁），開題報告。由于指導老師催促，請盡快完成！謝謝！
寧XX大學
畢業(yè)設計(論文)
薄板切割裝置總體方案與結構設計
分 院：
專 業(yè)：
班 級：
姓 名：
學 號：
指導教師：
年 月
摘要
隨著科學技術的發(fā)展，薄板切割裝置設計的應用也顯得越來越頻繁，先進切割技術的發(fā)展總是不斷地從新科技的成果中獲得新的起點。目前，薄板切割裝置設計技術在電子科技、計算機技術及機器人的制造中都起著重要的作用。無論在什么情況下，薄板切割裝置設計才能提高焊接的水平和質(zhì)量。我們只有將數(shù)控切割機技術和焊接跟蹤技術有效的結合才能更好的推動新科技的發(fā)展，因此數(shù)控切割機的設計對于解決這一難題至關重要。
關鍵詞： 切割技術，機構設計，薄板切割裝置設計
Abstract
With the development of science and technology, the application of plasma cutting machine is more and more frequent, the development of advanced cutting technology is constantly from the new achievements of science and technology in the new starting point. At present, plasma cutting machine technology plays an important role in the manufacture of electronic technology, computer technology and robot. In any case, plasma cutting machine can improve the level and quality of welding. We will only CNC cutting machine and welding with tracking technology effectivelZ in order to better promote the development of new technology, so the CNC cutting machine design is very important for solving this problem.
KeZwords: cutting technology, mechanism design, plasma cutting machine
目 錄
摘要 2
Abstract 3
目 錄 4
第1章 緒論 6
1.1薄板切割裝置設計的研究目的及意義 6
1.1.1薄板切割裝置設計背景 6
1.1.2薄板切割裝置設計簡介 6
1.1.3意義 6
1.2研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 6
1.3本課題研究的內(nèi)容及方法 7
1.3.1主要的研究內(nèi)容 7
1.3.2設計要求 8
1.3.3關鍵的技術問題 8
第2章 總體方案機構設計 9
2.1設計概念 9
2.2設計原理 9
2.3方案討論 9
第3章 X結構及傳動設計 11
3.1 X向滾珠絲桿副的選擇 12
3.1.1導程確定 12
3.1.2確定絲桿的等效轉速 12
3.1.3估計工作臺質(zhì)量及負重 12
3.1.4確定絲桿的等效負載 12
3.1.5確定絲桿所受的最大動載荷 13
3.1.6精度的選擇 14
3.1.7選擇滾珠絲桿型號 14
3.2校核 14
3.2.1 臨界壓縮負荷驗證 15
3.2.2臨界轉速驗證 16
3.2.3絲桿拉壓振動與扭轉振動的固有頻率 16
3.3電機的選擇 17
3.3.1電機軸的轉動慣量 17
3.3.2電機扭矩計算 18
第4章 Z向結構設計 19
4.1 Z軸滾動導軌副的計算、選擇 19
4.2 滾珠絲杠計算、選擇 21
4.3 伺服電機慣性負載的計算 23
4.4 導軌的選型及計算 25
第5章 機架的設計 29
5.1 機架的基本尺寸的確定 29
5.2 架子材料的選擇確定 29
5.3 主要支承的強度校核 30
總結與展望 32
參考文獻 33
致 謝 34
33
第1章 緒論
1.1薄板切割裝置設計的研究目的及意義
1.1.1薄板切割裝置設計背景
在現(xiàn)代工業(yè)中，生產(chǎn)過程中的自動化已成為突出的主題。各行各業(yè)的自動化水平越來越高，現(xiàn)代化加工車間，常配有自動化生產(chǎn)設備，用來提高生產(chǎn)效率，完成工人難以完成的或者危險的工作。當然，也不排除PCB板的焊接加工過程。我們發(fā)現(xiàn)焊接技術已經(jīng)滲透到各個領域并且被廣泛使用。根據(jù)資料顯示，我國每年鋼鐵的產(chǎn)量一般在3億噸左右，其中有一半以上的鋼有用到焊接技術加工。我國每年的焊接設備需求量金額超過50億元。既然焊接機能夠這么普遍地應用在各個領域，它肯定具備了很大的市場競爭力。
1.1.2薄板切割裝置設計簡介
薄板/薄板切割裝置設計采用驅(qū)動，即切割頭，運行穩(wěn)定，配置好，工作效率很高，可以用于各種異形碳鋼、錳鋼、不銹鋼等金屬材料的大、中、小型鋼板下料。還可根據(jù)用戶的要求配置多把割炬。
1.1.3意義
1.橫梁：采用方管對焊的結構，具有剛性好，精度高，自重輕，慣量小的特點。所有的焊接件均采用振動時效去應力處理，有效的防止了結構變形；
2.縱、橫向驅(qū)動：橫向?qū)к墑t采用了臺灣進口的直線式導軌，縱向?qū)к壥怯删芗庸さ奶刭|(zhì)鋼軌制成的，保證了切割機的運行平穩(wěn)，精度高，且經(jīng)久耐用，清潔美觀；
1.2研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
激光切割機的切割速度快，精度和切割質(zhì)量好等特點。在國家指定的長期發(fā)展規(guī)劃時，又是將激光切割列入了關鍵支撐技術。因其涉及國家安全、國防建設及高新技術的產(chǎn)業(yè)化和科技前沿的發(fā)展，所以要對激光切割有很高的重視程度，這就將激光切割機的制造和升級帶來很大的商機。隨著用戶對激光切割技術特點的逐步了解和采用的示范性地深入，這就帶動了國內(nèi)企業(yè)開發(fā)、生產(chǎn)激光切割機。
隨著現(xiàn)代化的機械加工業(yè)的發(fā)展，人們對切割的質(zhì)量、精度要求的不斷提高，并對生產(chǎn)效率的提高、生產(chǎn)成本的降低、高智能化地自動切割的功能要求也在不斷的提升。數(shù)控切割機必須要去適應現(xiàn)代化機械加工發(fā)展的要求。
1.數(shù)控切割機的發(fā)展
從現(xiàn)在幾種通用的數(shù)控切割及應用情況來看，薄板切割裝置的功能及性能已經(jīng)比較完善了，但是對切割材料有局限性（只能切割碳鋼板），其切割速度也慢，生產(chǎn)效率低，適用范圍逐漸在縮小，市場不可能有大的增加。
等離子切割機具有切割范圍廣（可以切割所有的金屬材料），切割速度快，工作效率高等特點，未來的發(fā)展方向在于等離子的電源技術的提高、數(shù)控系統(tǒng)與離子切割配合的問題，比如電源功率的提升就能切割更厚的板材；完善和提高精細等離子技術也能提高切割速度、切面質(zhì)量和切割精度；通過完善和提高數(shù)控系統(tǒng)來實現(xiàn)對等離子切割效率和切割質(zhì)量的提升。
激光切割機的切割速度快，精度和切割質(zhì)量好等特點。在國家指定的長期發(fā)展規(guī)劃時，又是將激光切割列入了關鍵支撐技術。因其涉及國家安全、國防建設及高新技術的產(chǎn)業(yè)化和科技前沿的發(fā)展，所以要對激光切割有很高的重視程度，這就將激光切割機的制造和升級帶來很大的商機。隨著用戶對激光切割技術特點的逐步了解和采用的示范性地深入，這就帶動了國內(nèi)企業(yè)開發(fā)、生產(chǎn)激光切割機。
2.專用數(shù)控切割機的發(fā)展
數(shù)控管材切割機適用于各種管材上的切割，如切割圓柱正交、斜交、偏心交等相貫線孔、方孔、橢圓孔，并能在管子的端部切割與之相交的相貫線。這種類型的設備已經(jīng)廣泛運用在金屬結構件的生產(chǎn)，電力設備、鍋爐業(yè)、石油業(yè)、化工等部門。它是行業(yè)內(nèi)比較高端的產(chǎn)品之一，此類的設備切割功能可以滿足焊接工藝眾不同的板材開不同角度的坡口要求。隨著造船業(yè)地發(fā)展，船廠在國內(nèi)率先引進和使用數(shù)控等離子切割機。隨著技術的發(fā)展，目前國內(nèi)外的船廠紛紛配備了具有回轉坡口功能的等離子切割機，為了滿足其高技術、高附加值船的建造要求。
1.3本課題研究的內(nèi)容及方法
1.3.1主要的研究內(nèi)容
在查閱了國內(nèi)外大量的有關薄板切割裝置設計設計理論及相關知識的資料和文獻基礎上，綜合考慮焊接薄板切割裝置設計結構特點、具體作業(yè)任務特點以及焊接薄板切割裝置設計的推廣應用，分析確定使用三自由度關節(jié)型焊接薄板切割裝置設計配合生產(chǎn)工序，實現(xiàn)自動化焊接的目的。
為了實現(xiàn)上述目標，本文擬進行的研究內(nèi)容如下:
1 根據(jù)現(xiàn)場作業(yè)的環(huán)境要求和數(shù)控錫絲點薄板切割裝置設計本身的結構特點，確定數(shù)控錫絲點薄板切割裝置設計整體設計方案。
2 確定數(shù)控錫絲點薄板切割裝置設計的性能參數(shù)，對初步模型進行靜力學分析，根據(jù)實際情況選擇電機。
3 從所要功能的實現(xiàn)出發(fā)，完成數(shù)控錫絲點薄板切割裝置設計各零部件的結構設計；
4 完成主要零部件強度與剛度校核。
1.3.2設計要求
1 根據(jù)所要實現(xiàn)的功能，提出薄板切割裝置設計的整體設計方案；
2 完成薄板切割裝置設計結構的詳細設計；
3 通過相關設計計算，完成電機選型；
4 完成薄板切割裝置設計結構的三維造型；繪制薄板切割裝置設計結構總裝配圖、主要零件圖。
1.3.3關鍵的技術問題
1 方案選擇
2整體的支撐架設計（龍門結構及懸臂結構的選擇）
3機構設計
4 強度校核
第2章 總體方案機構設計
2.1設計概念
整體的支撐架采用龍門結構——在工程中我們常用的整體支撐架結構有龍門結構和懸臂梁。所謂的懸臂梁就是梁的一端為不產(chǎn)生軸向、垂直位移和轉動的固定支座，另一端為自由端（可以產(chǎn)生平行于軸向和垂直于軸向的力）。而龍門結構通俗地說就是一根橫梁連接兩個支腿與地面緊固組成的像一個門框一樣的結構。因為他是雙支撐結構區(qū)別于單支撐和懸臂結構，所以結構特別簡單。
2.2設計原理
數(shù)控薄板切割裝置設計的設計應滿足一下幾個條件首先就是必須保證工件定位可靠的可靠性， 為了使工件、焊槍與焊接點保持準確的相對位置，必須根據(jù)要求的焊接點，去選擇合適的定位機構。再者就是要有足夠的強度和剛度 除了受到工件、工具的重量，還要受到本身的重量，還受到焊接槍在運動過程中產(chǎn)生的慣性力和振動的影響，沒有足夠的強度和剛度可能會發(fā)生折斷或者彎曲變形，所以對于受力較大的進行強度、剛度計算是非常必要的。最后要盡可能做到具有一定的通用性 如果可以，應考慮到產(chǎn)品零件變換的問題。為適應不同形狀和尺寸的零件，為滿足這些要求，可將制成組合式結構，迅速更換不同的部件及附件來擴大機構的使用范圍。
X軸采用絲杠加導軌形式：橫向電動機—聯(lián)軸器—橫向滾珠絲杠（導軌）-橫滑板
Z軸和采用絲杠傳動：縱向電動機—聯(lián)軸器—縱向滾珠絲杠—大托板
2.3方案討論
懸臂梁在工程力學受力分析中，比較典型的簡化模型。在實際工程分析中，大部分實際工程受力部件都可以簡化為懸臂梁。龍門結構制作方便，承受負載大，結構穩(wěn)定，工程上廣泛應用?？紤]到上述問題該課題的整體結構采用龍門結構。
第四章 火焰切割機傳動裝置設計
薄板切割機的傳動裝置是將電動機的旋轉運動變?yōu)楣ぷ髋_的直線運動的整個機械傳動鏈及其附屬機構包括絲杠螺母副、導軌等。
4．1螺旋傳動
螺旋傳動主要是用來將旋轉運動變?yōu)橹本€運動，或?qū)⒅本€運動轉化為旋轉運動。
在經(jīng)濟型數(shù)控機床的進給系統(tǒng)中，螺旋傳動主要用來實現(xiàn)精密進給運動，并廣泛采用滾珠絲杠副傳動。
4．1．1 滾珠絲杠副的工作原理及特點
滾珠絲杠副的外形如圖4-1所示
圖 4-1 滾珠絲杠外形
滾珠絲杠副傳動是在具有螺旋滾道的絲杠和螺母間放入適當數(shù)量的滾珠，這些滾珠作為中間傳動件，使螺桿和螺母之間的摩擦由滑動磨擦變?yōu)闈L動磨擦的一種傳動裝置，其內(nèi)部結構如4-2圖所示，當螺桿轉動螺母移動時，滾珠則沿螺桿螺旋軌道面滾動，在螺桿上滾動數(shù)圈后滾珠從滾道的一端滾出并沿反向器返回另一端重新進入軌道，從而構成閉合回路。
圖 4-2 滾珠絲杠內(nèi)部結構
滾珠絲杠具有如下特點：
1) 傳動效率高。滾珠絲杠副的傳動效率高達92%--98%。對機械小型化，減少啟動的震動和滯后時間以及節(jié)約能源等方面，都有重要的意義。
2) 運動平穩(wěn)。滾珠絲杠副在工作過程中摩擦阻力小，靈敏度高，故運動平穩(wěn)，啟動無顫動，低速時無爬行現(xiàn)象。
3) 傳動具有可逆性。
4) 可以預緊。通過對螺母施加預緊能消除滾珠絲杠副的間隙，提高軸向接觸剛度，但摩擦力矩不增大。
5) 定位精度和重定位精度高。
6) 同步性好。
7) 使用壽命長，使用可靠，潤滑簡單，維修方便。
4．1．2 滾珠絲杠副的設計
1．橫向滾珠絲杠的傳動計算
⑴．絲杠載荷：Fμ=μmg
橫向摩擦力：Fμx=0.15×1000×9.8=1470N
?、疲姍C轉速（最大）：nmax=1500r/min
絲杠最大轉速（快移）：n=150r/min
⑶．絲杠導程：工作臺最大工作速度
Vmax=0.025m/s×1000×60mm/min=10mm
⑷．當量轉速：nm=n1×q1/100+n2×q2/100=100r/min
⑸．當量負荷：Fm=[(F13×n1×q1)/100nm+(F23×n2×q2 )/100nm]?
橫向負荷：Fmax=1470N
[6]．初選滾珠絲杠
a ．要求壽命 Lh=300（日）×8（h）×0.6（開機率）×10（a）=14400h取15000h
由手冊查得：Kh=3.9由手冊查得：Kn=0.64
b．綜合系數(shù)：fΣ=ffhfafn/fw =1×1×1×0.35/1.3=0.408
查得：ft =1，fh =1 ，fa =1 （絲杠精度1----3）fh =0.53（可靠性96%）fw =1.3
c．計算動載荷：c?j=KhFm /KnfΣ
橫向動負荷：c?j=3.9×1470/(0.64×0.408)=21955N
滾珠絲杠副的型號：經(jīng)查手冊選用FD型內(nèi)循環(huán)浮動返向器螺母墊片預緊滾珠絲杠副，型號為：橫向為FD3206-3額定負荷 c? =23700N>c?j =21955N。
預緊力橫向為F=0.25c? =0.25×23700N=6425>Fmax/3=1470/3=490N，符合要求。
?、耍z杠螺紋部分長度：
lu =工作臺最大行程+螺母長度+兩端余程
橫向： lu =1000+60+100=1160（mm）
?、蹋尉嚯x 支撐距離L應大于Lu, 橫向支撐距離：L=1300
⑼．臨界轉速
查手冊得：nc =9900×f22 d2 /Lc2，其中:
a．絲杠底徑：d2 =d0 -1.2Dw
橫向絲杠底徑：d2=23.9
b．支撐方式系數(shù)查得f2 =4.73（兩端固定）
c．臨界轉速計算長度
Lc =螺母長度/2+工作臺最大行程+余程+（支撐長度-螺紋長度）/2
橫向：Lc =190/2+1000+100+（1300-1950）/2=1.22m
橫向臨界轉速：ncx =9900×4.732×0.02535/1.222 =3772.4r/min
ncx>nmax =1500r/min 符合要求
⑽．壓桿穩(wěn)定校核
兩端固定支撐，絲杠受壓縮，因而不必校核穩(wěn)定性。
⑾．預拉伸計算
a．溫升引起的伸長量：設溫升為3.5oC，按式δt =??tl，則：
橫向伸長量：δtx =11×10-6×3.5×1.22=46.97μm
b．絲杠全伸長量：δtz?= ??tl
橫向伸長量：δtz(z)= 11×10-6×3.5×1.3=50.05μm
c. 預緊力：按拉伸公式Ft=δt?AE/Lu
橫向預拉力：Ft=5×10-6 ×（π/4）×0．025352 ×2．1×1011/1．352=1567N
?、校S承的選擇
a. 軸承的型號選擇
Y 方向軸承型號為7602020TVP
主要尺寸參數(shù)：由表2．8-37（I）查得：d0=20mm，D=42mm，z=15mm，B=14mm，DW=5.953mm，C?=19600N，預緊力F0=2300N
b. 預緊力的確定 F0y=2300N
Y方向軸承的最大軸向載荷為：
Fmax(y)?=Fty+ Fmax(y)/2=3782+808.5/2=4186N
由于F0y> Fmax(y)?/3=4186/3=1395N 符合要求
c. 疲勞壽命計算額定動負荷
由軸承動負荷計算公式校核：C=KhF/Kn
進給方向是可變的，負荷可能是（Fty+Fm/2）和（Fty-Fm/2）
兩者機會均等，取平均值。
由表2.8-64（I）查得：Kn=0.64，取Ln=1500h，則 Kh=3.11
額定動負荷：Cy=3.11×3782/0.64=18378N
c?j =43911N．
預緊力縱向為
F0=0.25c? =0.25×48200N=12050>Fmax/3=2940/3=980N 符合要求。
⑺．絲杠螺紋部分長度：
lu =工作臺最大行程+螺母長度+兩端余程
縱向： lu =2000+100+100=2200（mm）
⑻．支撐距離
支撐距離L應大于Lu 縱向支撐距離：Lx=2300
⑼．臨界轉速 查手冊得：nc =9900×f22×d2 /Lc2 其中
a．絲杠底徑：d2 =d0-1.2Dw
縱向絲杠底徑：d2=40-1.2×5=36mm=0.036m
b ．支撐方式系數(shù)查得f2 =4.73（兩端固定）
c ．臨界轉速計算長度
Lc =螺母長度/2+工作臺最大行程+余程+（支撐長度-螺紋長度）/2
縱向：Lc =193/2+2000+100+（2300-2263）/2=2.215m
縱向臨界轉速：ncx =9900×4.732×0.036/2.2152 =1625.2r/min
ncx >nmax =1500 r/min 符合要求
⑽．壓桿穩(wěn)定校核
兩端固定支撐，絲杠受壓縮，因而不必校核穩(wěn)定性。
⑾．預拉伸計算
a．溫升引起的伸長量：設溫升為3.5oC，按式δt =??tl， 則：
縱向伸長量：δtx =11×10-6×3.5×2.215=85.3μm
b.絲杠全伸長量：δtz?=??tl縱向伸長量：δtz= 11×10-6×3.5×2.3=88.6μm
c. 預緊力：按拉伸公式Ft=δt?AE/Lu
縱向預拉力：Ft=5×10-6 ×（π/4）×0．0362 ×2．1×1011/1．352=3160N
⑿．軸承的選擇
a. 軸承的型號選擇
X方向軸承型號為7602030TVP
主要尺寸參數(shù)：由表2.8-39（I）查得：d0=30mm，D=62mm
b. 預緊力的確定 F0x=4300N
X方向軸承的最大軸向載荷為：
Fmax(x)?=Ftx+ Fmax(x)/2=4721+1250/2=5346N
由于F0X> Fmax(x)?/3=5346/3=1782N 符合要求
c. 疲勞壽命計算額定動負荷
由軸承動負荷計算公式校核：C=KhF/Kn
進給方向是可變的，負荷可能是（Ftx+Fm/2）和（Ftx-Fm/2）
兩者機會均等，取平均值。
由表2.8-64（I）查得：Kn=0.64，取Ln=1500h，則 Kh=3.11
額定動負荷：Cx=3.11×4721/0.64=22941Nc?J 。
預緊力 Z方向為：
F0z=0.25c? =0.25×11.8KN=2590N>Fmax/3=73.5/3=24.5N
符合要求。
?、耍z杠螺紋部分長度：
lu =工作臺最大行程+螺母長度+兩端余程
Z方向： luz =200+2×40+100=380（mm）
⑻．支撐距離 支撐距離L應大于Lu
Z方向支撐距離：Lu =500mm
⑼．臨界轉速 按式2.8-18（I）：nc =9900×f22 d2 /Lc2
Z方向臨界轉速：ncz =9900×4.732×0.0164/0.352=29653r/min
a. 絲杠底徑：d2 =d0 -1.2Dw
Z方向絲杠底徑：d2z =23.9mm
b. 支撐方式系數(shù)
由表2.8-66（I）查得f2 =4.73（兩端固定）
c. 臨界轉速計算長度
Lc =螺母長度/2+工作臺最大行程+余程+（支撐長度-螺紋長度）/2
Z 方向：Lcz =100/2+200+40+（500-380）/2=0.35m
ncz >nmax 符合要求
⑽．壓桿穩(wěn)定校核
兩端固定支撐，絲杠受壓縮，因而不必校核穩(wěn)定性。
⑾．預拉伸計算
a. 溫升引起的伸長量：設溫升為3.5oC，按式2.8-30（I）
δt =??tl 則
Z 方向伸長量：δtz =11×10-6×3.5×0.35=13μm
b. 絲杠全伸長量：δtz?= ??tl
Z 方向伸長量：δtz(z)= 11×10-6×3.5×0.5=19μm
c. 預緊力：按拉伸公式Ft=δt?AE/Lu
Z 方向預拉力：Ftz=5×10-6 ×（π/4）×0.01642 ×2．1×1011/0．5=4436N
⑿．軸承的選擇
a. 軸承的型號選擇
Z 方向軸承型號為7603020TVP
主要尺寸參數(shù)：由表2．8-37（I）查得：d0=20mm，D=42mm，z=15mm，B=14mm，DW=7．144mm，C?=24500N，預緊力F0=2900N，平鍵GB1095—79 5×5×20
b. 預緊力的確定 F0z=2900N
Z 方向軸承的最大軸向載荷為：
Fmax(z)?=Ftz+ Fmax(z)/2=4436+73.5/2=4473N
由于F0z> Fmax(z)?/3=4436/3=1491N 符合要求
c. 疲勞壽命計算額定動負荷
由軸承動負荷計算公式校核：C=KhF/Kn
進給方向是可變的，負荷可能是（Ftz+Fm/2）和（Ftz-Fm/2）
兩者機會均等，取平均值。
由表2.8-64（I）查得：Kn=0.64，取Ln=1500h，則 Kh=3.11
額定動負荷：Cy=3.11×4436/0.64=21556N
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