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常使用时一般是用不到的，可加连接杆补偿，但应保证加工和安装时的同轴度要求。这一要求以及丝杠螺母座的安装位置，构成大拖板移动是否灵活的关键；
横向滚珠杆的有效长度，不仅要保证刀具刃尖过去轴中心，还应满足机床自动对刀功能的要求。最好能使中拖板行程满足镗孔刀尖超过主轴中心40mm。我们将原机床丝杠的螺纹部分切去，与滚珠丝杠镶接，简化了改装工作量。螺纹部分切出前，需确定起长度。
3.2.4.丝杠后支撑用双列向心球面球轴承
后支撑采用自动调心双列向心球面球轴承。双列向心球面球轴承，不仅可 承受径向载荷和横向载荷，更重要的是能消除由于安装误差，导轨直线度误差，加工过程中切削变形而引起的轴和轴承之间的干涉，自动调节起相对位置，保证丝杠的回转精度和位置精度。
3.3.5.采用波形弹簧垫圈消除齿轮间隙
车床数控装置中，弹簧是传动装置上采用一级减速齿轮来提高钮矩和传动精度，而齿轮间隙会在旋转每次反向之后使运动滞后于指令信号；既形成反向间隙，对加工精度产生影响。一般采用轴向压簧错齿结构，通过弹簧调节消除间隙，尽管齿侧间隙可自动调节补偿，但轴向尺寸结构不紧凑，关系非线形，而耐高温和耐油性比钢弹簧弹性差，易老化。因此用波形弹簧垫圈消除间隙，既可自动补偿间隙又有紧凑结构
3.4.6.传动轴和滚动丝杠的连接连接轴用长联轴套
为减少联轴器径向尺寸和转动惯量，采用了套式联轴器；同时为保证连接两轴之间同轴度和接触面积，连轴器的长度去120 mm 左右，约为弹性柱销的1.5倍，轴径与轴套相互垂直，圆锥销定位琐紧保证连接刚度
3.5.7.公差与配合的选用
（1）轴套与轴径之间用H7/k6，采用这种配合，保证在装配时有过盈，以保证其精密定位和连接刚度，消除里配合件之间的震动，当经过一段时期后，需要更换轴承或进行导轨修磨而拆卸时，又能方便的将轴径从轴套 中取出。
（2）与轴承配合的轴径用js6。因为轴承是标准件周的公差采用js6 当轴承过度配合时平均间隙小，并允许有过盈，以保证刚度要求，又能方便轴承装卸。 3.2 机械部分的设计与计算
1.纵向进给系统的设计计算
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（1）工作台质量的估算
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工作台质量估算 m?a?b?c=86+21.6+26=133.6kg 式中：a——床鞍的质量86kg b——中拖板的质量21.6kg c——刀架质量26kg （2） 切削力的计算
P=pηk
P→主电机功率=7.5kw η→主传动系统总效率=0.75 k→进给系统功率系数 k=0.96 P =7.5×0.8×0.96=5.76kw
2．机床主电机功率计算
按照需要进行数控改造设计的普通车床的主电机功率来计算切削力。其具体方法如下:
Pｃ＝pη
式中 Ｐc—切削功率(KW) ﹔ P— 机床主传动功率(kw) ﹔
η— 主传动系统总的机械效率，可以近似地取以下数值﹔
精密机床 η=0.8～0.85
中型机床 η=0.75～0.8
大型机床 η=0.7～0.85
Mn=9550Pc/n 式中 Mn— 主轴传递的扭矩(N?m)；
n— 主轴计算转速(r/min)，是主轴传递全部功率时的最低转速。 Fz=2Mn/d×103 式中 Fz— 主切削力(N)；
d— 工作直径可采用在床鞍上加工的最大直径。 主切削力求出以后再按比例求出Fx﹑Fy。
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3.滚珠丝杠的设计计算
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滚珠丝杠已经标准化，因此，滚珠丝杠副的设计计算归结为滚珠丝杠副的型号选择。纵向滚珠丝杠选用时，尽量使其长度与原丝杠接近。为了降低成本，允许选用稍短的规格，因为车床丝杠的端部螺纹在日常使用时一般是用不到的，可加连接杠补偿，但应保证加工和安装时的同轴度要求。这一要求以及丝杠螺母座的安装位置，构成大拖板移动是否灵活的关键。同时横向滚珠丝杠的有效长度，不仅要保证刀具刃尖过去周中心，还应满足机床自动对刀功能的要求，最好能使中拖板行程满足镗孔刀尖超过主轴中心40MM。我们将原机床丝杠的螺纹部分切去，与滚珠丝杠镶接，简化了改装工作量。螺纹部分切除前，需确定其长度。
（1）计算作用在丝杠下的最大动负载荷F
首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力，计算丝杠的轴向载荷，再根据要求的寿命计算出丝杠副应能承受的最大动载荷F
F=fgfgF F →最大动载荷（N） F →工作负载（N）
F →运转系数，一般运转取 1.2~ 1.5；有冲击的运转取1.5~2.5 F →硬度系数，HRC为60时为1；HRC<60时F 大于1； L→寿命以10 为单位1，如1.5就为150万转。 L=60Nt/10 N→滚珠丝杠的转速 t为使用寿命，取15000小时
工作负载的数值可用《机床设计手册》中的进给牵引力实验公式计算： 则车床丝杠的纵向轴向力
F=KgF﹢ｆ
F→切削分力；w移动部件重力（1300N） K考虑到颠覆力矩的影响的系数k取1.15
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则F =2471N
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f → 导轨摩擦系数取0.16
当车床以线速度100m/min,进给速度为f=0.3mm/r,车削直径为D=80 mm 的外圆时，丝杠的转速n= = =19.9r/min，则L= = =17.91万转。根据工作负载F ，寿命L，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负荷，取f =1.2, f =1
F=fgfgF= ×1.2×1×2471=12548.8N
由F 查滚珠丝杠的产品样本选用丝杠的型号。查南京工艺设备制造厂的滚珠丝杠样本选择滚珠丝杠的直径为40mm,型号为CD40×6—Z5—E2，插管外循环双螺母垫片预紧及滚珠丝杠副。其额定动载荷为25970N，强度足够。参数如下：
公称直径40mm，基本导程6mm，钢球直径7.144mm，丝杠大径38mm 额定动负荷25.97kN，额定静负荷87kN 4 计算最大动负载C
选用滚珠丝杠副的直径d。时，必须保证在一定轴向负载作用下，丝杠在回转100 万转(103×103﹚后。在它的滚到上不产生点蚀现象。这个轴向负载的最大值即称为该滚珠丝杠能承受的最大动负载C，可用下式计算∶
C?L?n?3LfwFm10660nT1000VsLo
式中 L—寿命，以103×103转为一单位； n—丝杠转速(r∕min);
V —为最大切削力条件下的进给速度(m/min),可取醉倒进给速度的1/2～1/3； L。—丝杠导程(ｍｍ)；
Ｔ—为使用寿命(ｈ)，对于数控机床取１５００ｈ；
ｆw—运转系数，见表３-１４。
表３-１４运转系数
运转状态 运转系数 无冲击运转 １.０～１.２
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一般运转 １.２～１.５ 有冲击运转 １.５～２.５
5计算最大静负载Ｃ。
当滚珠丝杠副在静态或低速(ｎ≤１０ｒ／ｍｉｎ﹚情况下工作时，滚珠丝杠副的破坏形式主要是在滚珠接触面上产生塑性变形，当塑性变形超过一定限度就会破坏珠丝杠副的正常工作。一般允许其塑性变形量不超过滚珠直径的万分之一。产生这样大的塑性变形量时的负载称为允许的最大静负载Ｃ。
Ｃ。＝ｆｓＦｍａｘ
式中 Ｆｍａｘ—滚珠丝杠的最大轴向负荷，(Ｎ)；
ｆｓ—静态安全系数，当为一般运转时ｆｓ＝１～２，当有冲击或振动是，fs﹦2～3。
选用相应的滚珠丝杠副的额定静载荷C。＜C。a。 6 .传动效率计算
滚珠丝杠螺母副的传动效率
??tan?tan?????
式中 γ—丝杠螺旋升角；
?摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数f=0.003～0.004,其摩擦角约等于10′。 7 .刚度验算
滚珠丝杠副的轴向变形会影响进给系统的定位精度及运动的平稳性，因此应考虑以下引起轴向变形的因素﹕
(1)丝杠的拉伸或压缩变形量δ1；在总的变形量中占得比重较大。可以用计算方法或查图表的方法决定。
1﹚计算法
先用下式计算滚珠丝杠受工作负载Fm的作用引起的导程L。的变化量 △L(mm)再计算滚珠丝杠总长度上的拉伸或压缩变形量δ1。 △L=±FmL。/EF
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