往复丝杠的设计方法

秦亚军

(宜昌测试技术研究所，湖北 宜昌 443000)

0 引言

当前军民品领域中收放缆过程常常需要用到收放缆绞车，为了使缆绳在收放缆过程中能整齐排列在卷筒上，提高容缆量并增加缆绳使用寿命，在绞车上需要设置带丝杠的排缆装置。

目前使用的丝杠有两种，一种是单向螺纹的丝杠，其通过丝杠端部的微型电机控制，在丝杠行程两端各有一个行程开关，控制丝杠正反转；另一种是往复丝杠，驱动力一般由卷筒轴通过链传动提供，由于其特殊的螺纹槽设计，当排缆器从一端到达另一端后无需变换丝杠转动方向即可使排缆器自动返回，从而实现往复运动。

通过微电机驱动单向丝杠的排缆器优点是使用方便，可通过控制电机转速从而实现在同一绞车上完成不同直径的缆绳收放，缺点是结构复杂，可靠性不高，在水中使用难度较大。而采用往复丝杠的排缆器，无需额外提供驱动动力，结构简单可靠，在水下使用时无需考虑电器部分的密封问题，缺点是缆径变化时需要更换传动齿轮减速比。相比电机驱动的单向丝杠排缆器，采用往复丝杠的机械传动在水下环境使用时优势更明显。

但是往复丝杠的设计目前无可靠的标准可查，相关文献较少，亦无有效的设计方法说明，多采用经验设计，这对多数初次设计的人员很难掌握，其传动能力也无法校核。因此有必要对其原理和设计过程进行讨论说明，并完善此方面的一些设计空白，同时也对往复丝杠排缆器的标准化具有十分重要意义。

1 往复丝杠的基本原理

常见的往复丝杠结构形式如图1所示，丝杠具有一条左旋和一条右旋的导程相同的矩形螺纹槽，两条螺纹在丝杠两端首尾对接，形成一条闭合的螺旋槽。转向块有一个滑舌，使用时与螺旋槽组成滑动副，当丝杠主动旋转时就会推动转向块左右移动，当滑块移动到丝杠螺旋槽端部时，滑块自动进入另一个旋向的螺纹槽，向另一边移动，从而实现左右往复运动。在此过程中缆将对转向块的移动产生阻力，当该力大于往复丝杠和转向块滑舌的传动能力时，螺旋槽或滑舌的滑动副就会变形失效，从而发生故障。因此排缆器上滑动副的传动能力决定了排缆能力大小。由于往复丝杠的螺旋槽是带缺口的，在缺口两侧的尖部强度很弱，与转向块滑舌的啮合状态优劣也随时间变化而不同，所以研究滑动副的结构参数很有必要。

图1 常见的往复丝杠结构

2 参数分析

往复丝杠的尺寸参数如图2所示，影响往复丝杠传动能力的主要参数包括螺纹槽大径D、螺距P、槽宽B、槽深H以及转向块滑舌的厚度t、长度L和高度h。过渡圆弧半径R决定滑块的换向性能。

图2 往复丝杠的尺寸参数

图3为转向块滑舌与螺纹槽啮合的平面示意图，可以看出滑舌与螺纹槽滑动副面的实际接触为线接触和点接触，同时转向块滑舌与螺纹槽尖端啮合时由于壁厚较薄且与转向块滑舌的重合长度短而受力状态很差，下面据此分析转向块滑舌和丝杠尺寸对滑动副的影响。

2.1 转向块滑舌尺寸的影响

转向块滑舌工作时主要承受横向剪切力和表面挤压力，所以滑块滑舌的长度L、厚度t和高度h决定了其传动能力。设计时应首先依据排缆器运动时转向块滑舌所承受的最大阻力确定滑舌尺寸大小。

2.2 丝杠尺寸的影响

由图3可以得出，当其他参数不变时增大丝杠的直径D，则距离l会明显减小，虽然此时尖角的角度将会变小，但是螺纹的连续性提高，对比原直径丝杠的同位置点尖角的厚度是增加的，这有利于提高丝杠的强度和运转稳定性。

图3 滑舌和螺纹槽的啮合示意图

当其他参数不变时，增加螺纹的螺距P，距离l减小而尖部厚度会明显增大，此时螺纹槽的强度明显增大，但螺距增大的同时螺纹传动的摩擦角也明显增大，效率会降低，且会导致滑舌移动到端部时换向较困难，因此螺距P不能太大;同样螺纹升角也不宜过小，以避免强度不足，一般推荐使用的螺纹升角为(15±5)°。

螺旋槽的宽度B一般与滑舌的宽度t匹配，略微大于滑舌宽度即可。螺纹槽的深度H亦与滑舌高度h匹配，略微大于其高度h即可。

因此设计时应该合理匹配螺旋槽的直径D、螺距P两个主要参数。

3 设计步骤

3.1 确定转向块滑舌基本尺寸L、h及t

转向块滑舌的材质可选择铸造黄铜或铝青铜，该类材质适合于低速滑动的摩擦副，且耐腐蚀性较好。由于摩擦副的接触状况可通过适当的跑合加以改善，所以设计时可首先根据材料的许用应力，参考经验公式(1)滑块长度L和厚度t关系式，通过剪切强度计算式(2)确定转向块滑舌的长度L和厚度t：

L=λ1·t.

(1)

(2)

其中：λ1为经验参数，一般取λ1=5～6;στ为滑舌剪切应力；[S]为许用安全系数；F为排缆时的工作阻力。

随后根据滑舌的挤压强度公式(3)计算滑舌的高度h，因为丝杠和转向块滑舌很难做到良好啮合，因此引入了修正参数λ2。

(3)

其中：[p]为许用挤压强度；取修正系数λ2=1.5～2。

计算实际压强得到该转向块滑舌的接触面高度h，然后向上取整数。

3.2 确定丝杠基本尺寸D、H、B、P

为保证丝杠螺旋槽具备足够强度，丝杠直径不能过小，过小会引起螺旋槽的连续性变差，尖部厚度变小，其整体强度降低，且端部换向能力变差。一般要求：

D≥(1.5～1.8)L.

(4)

依此确定初始丝杠的直径为D。

螺纹槽深H可根据转向块滑舌作用高度h确定，即H≥h。

根据推荐螺旋角θ，通过下式计算得螺距为P：

(5)

其中:d为螺纹槽中径，d=D-H。

根据转向块滑舌厚度t确定螺纹槽宽度：

B≈t+0.5.

(6)

根据以上参数建立往复丝杠三维模型，从而测量丝杠尖部距离L，一般情况下需满足滑块长度l≥1.5l。

如图4(a)所示，滑块长度L与螺旋槽尖部距离l配合良好；图4(b)L较小则在转向块滑舌进入螺纹缺口时，啮合长度过小强度较弱，只适用于轻载场合；图4(c)滑块与丝杠配合长度过小发生错误转向而卡死。如不满足该条件则增大丝杠直径D直至满足。

图4 滑舌长度与丝杠结构的匹配

3.3 确定转向块滑舌的截面形状

由于实际工作中，转向块滑舌与螺纹槽接触，为了改善其受力状况，因此转向块滑舌的形状也十分重要。

因为滑块的两侧螺旋面既要配合左旋螺旋槽又要配合右旋螺旋槽，因此转向块滑舌在槽中工作时与螺旋槽无法做到全部接触为面接触。据此分析其外形成形过程，其形状应为如图5所示，一个左旋形状的滑舌1与一个右旋形状的滑舌2，相交后生成的具有四个半螺旋面的滑舌3，即为理想的结构形状，螺旋面的螺距等参数与螺纹槽一致。由于该形状加工困难，因此实际加工成为此形状的近似结构。

图5 转向块滑舌相交形成的螺旋面

4 设计示例和仿真

海洋工程中使用的一款水下钢丝绳收放绞车，排缆器的阻力较大，经受力分析最大约为1 000 N，为增加其防腐性，丝杠采用316 L不锈钢制造，屈服强度约175 MPa，转向块采用黄铜制造，屈服强度约33 MPa，此类海洋工程设备中安全系数取3～5，对于黄铜材质的摩擦副其允许的抗压强度约10 MPa。

首先根据式(1)和式(2)计算其转向块滑舌的长度和宽度，计算得到L=30 mm、t=5 mm；再根据式(3)计算得h=5。根据转向块滑舌的结构尺寸经式(4)、式(5)、式(6)计算得丝杠的尺寸为D=50 mm，H=6 mm，B=5.5 mm，取螺旋角18°，计算得P=42 mm。

依此建立往复丝杠的三维模型,假设丝杠向下转动，利用ANSYS对丝杠受力状况较差的行程分3个位置进行仿真。图6(a)为滑舌将进入丝杠槽上尖部位，此时载荷全部由左侧螺旋面承受；图6(b)为滑舌完全进入上尖端即将离开下尖端部位，此时上尖位置将承受较大载荷；图6(c)为滑舌完全离开下尖端，离开左侧槽支撑，载荷全部由上尖承受。图7为图6对应各个位置的应力云图，据此可知双向丝杠的最大应

力出现在图6(b)所示位置，最大应力为29.879 MPa，小于材料的许用应力，双向丝杠满足设计要求。

图6 导向滑块运动受力较差阶段示意图

5 总结

本文介绍了双向丝杠传动的特点，分析了其强度影响因素，结合经验明确了丝杠的设计公式，得到了往复丝杠的设计步骤，最后根据工程实际设计了一款往复丝杠，并使用ANSYS对丝杠关键位置点的强度进行了校核。结果证明该详细设计方法满足工程使用需要，可以指导往复丝杠的工程设计。

图7 导向滑块运动受力较差阶段的丝杠应力图

参考文献：

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