滑动螺旋自锁紧结构在定尺机上的应用

王 莉

(山东钢铁股份莱钢棒材厂，山东271200)

Keywords：Sliding spiral structure; self-locking structure; sizing machine

莱钢棒材厂小型车间是一条热轧带肋钢筋和矿用树脂锚杆钢筋为主要产品的棒材生产线，在生产过程中，需要随时将成品倍尺钢材剪切成市场所需的不同长度的定尺钢材，这就要求定尺机定尺精度高，调节方便，运行稳定可靠。

为满足生产现场的实际需求，车间根据滑动螺旋结构紧凑、转动平稳、传动精度高、轴向载荷大及具备自锁紧功能的特点，结合气动自动控制技术，研发了一款结构简单、操作维护方便的“滑动螺旋自锁紧定尺机”。

1 结构简介

滑动螺旋自锁紧定尺机总装结构图如图1所示。

滑动螺旋自锁紧定尺机采用2.1 kW电机做动力源，由i=48.57减速机拖动滑动螺旋机构螺杆旋转，来驱动进给工作台做往复轴向直线进给运动。定尺挡板安装在进给工作台上，由气缸带动配合剪切机的定尺剪切动作。

进给工作台采用了滑动螺旋传动机构，将动力源的径向回转运动转变为轴向往复直线运动，推动进给工作台的轴向位移，以调换不同规格的挡板定尺。自动升降活动挡板由气动系统驱动，在进给工作台上做径向垂直升降运动，使下卸钢输送辊道上的倍尺材剪切定位，在剪切完后，将定尺材输送到后整理收集平台。运动结构简图如图2所示。

1—气缸 2—升降活动挡板 3—进给工作台 4—滑动螺旋螺母 5—滑动螺旋丝杠 6—径向剖分式滑动轴承座 7—滑轨 8—导向轮 9—输送辊道

1—滑轨 2—导向轮 3—滑动螺旋丝杠 4—滑动螺旋螺母 5—滑动轴承座 6—减速机(JZQ350-48.57) 7—电机(JG2D251-10-2.1 kW)

剪切后的成排钢筋需要从定尺辊道平移到收集平台上，定尺机还必须采用悬臂式结构纵向跨越平托输送辊道。

2 系统设计

采用滑动螺旋传动方案设计结构简单、运转平稳且噪音小、旋合精度高、传动比大，螺旋每旋转一周螺母前进一个导程，因此电机采用较小的功率扭矩，便可以使执行机构得到很大的轴向推力，特别是当螺旋副设计的螺旋线螺纹升角小于当量摩擦角时，容易实现机构的“自锁紧”，尤其适用于定尺机，既要求机构精准定位，又承受大轴向水平冲击载荷的工况。

考虑滑动螺旋副传动的效率，结合生产现场的实际工况，在螺旋副牙型设计上我们采用30°牙型角梯形螺纹。这种螺纹可承受双轴向载荷，牙底强度高，螺纹对中性好，不易晃动，磨损后间隙可以得到适当补偿，特别是其牙型设计基本已经标准化，具备良好的机械加工工艺性能，容易保证螺旋副的加工制造精度。梯形螺纹牙型尺寸参见GB/T 5796.3—2005《梯型螺纹 第3部分 基本尺寸》。梯形螺纹的缺点是滑动螺旋传动效率较低，摩擦阻力大，容易磨损，由于更换定尺时为间歇的非工作状态，进给工作台响应时间短，轴向位移相对较小，原动机动力源输出功率小(功率为2.1 kW)，转速低，传动丝杠只做双向间歇转动，因此使用滑动螺旋机构完全可以满足生产现场实际工况。

3 滑动螺旋机构参数选择及校核

3.1 最大冲击载荷计算

车间加工最大直径为∅22 mm的左旋锚杆钢，冷床倍尺为45 m，下卸钢一次性最多可卸24根倍尺材，因此下卸钢输送辊道所输送的钢材最大质量为：

3.14×(11×10-3)2×45×7.8×103×24=3200 kg

下卸钢输送辊道辊身直径为∅250 mm，所配B型皮带轮节圆直径为∅210 mm，辊道电机转速为550 rpm，电机所配皮带轮节圆直径为∅126 mm，辊道机构传动速比为210/126=1.66，辊道转速为550/1.66=330 rpm，因此下卸钢辊道辊身线速度(即倍尺材在输送辊道中线速度)为：

3.14×330×250÷(60×1000)=4.3 m/s

定尺机在工作状态下，活动挡板在重力作用下向下回落，与输送辊道接触，隔断床面倍尺材的输出通道，质量为3200 kg的钢材以4.3 m/s的初速度撞击输送辊道上的活动挡板，配合冷剪进行定尺剪切。撞击作用的时间很短，钢材在0.01 s时间内速度由4.3 m/s降为0，由动量定理可知，作用在定尺机上的冲击载荷为：

F=(Pt-P0)/t=-1376 kN

3.2 螺杆的抗压稳定性校核

长径比大的受压螺杆在承受大轴向力时容易失稳，应根据材料力学的稳定性公式校核，

Fc/F≥[S]=2.5～4

式中，Fc为螺杆的临界载荷，F为作用于螺杆上的轴向载荷，[S]为螺杆稳定性安全系数。通过动量定理计算，最大轴向载荷为1376 kN。

传动丝杠采用滑动轴承两端固定的结构形式，由机械标准查得受压螺杆的长度系数为μ=0.5，螺杆危险断面惯性半径为i=d1/4=35.5 mm，受压螺杆的计算长度取进给工作台螺母最短极限定尺位置时螺母宽度中心线到螺杆最大行程位置的距离5390-268/2=5256 mm。

由以上参数可知受压螺杆的柔度为：

λ=μl/i=0.5×5256/35.5=74

对淬火钢，λ<85时，螺杆的临界载荷为：

实际螺杆稳定性安全系数[S]=Fc/F=3701.834/1376=2.69>2.5，符合螺杆稳定性要求，该螺旋机构具备可靠的抗压稳定性能。

3.3 螺母牙型的强度校核

对于传力螺旋，由于螺母材质的强度小于螺杆，因此只对螺母的牙型进行剪切强度及弯曲强度的校核。

对于青铜材质，许用剪切强度[τ]=40 MPa，许用弯曲强度[σ]b=60 MPa，梯形螺纹牙根宽度b=0.65P=0.65×16=10.4 mm，螺母厚度H=268 mm，螺纹的旋合圈数为Z=H/P=268/16=16，外螺纹大径d=160 mm，中径d2=152 mm。

剪切强度校核为：

τ<[τ]符合剪切强度要求。

弯曲强度校核为：

σb<[σ]b符合弯曲强度要求。

3.4 螺旋副自锁能力校核

在工作状态下，滑动螺旋定尺机要承受1376 kN的轴向冲击载荷，防止活动挡板在冲击载荷作用下滑移而影响定尺精度，要求对螺旋副的自锁性进行校核。有自锁能力要求的滑动螺旋副必须满足螺旋线螺纹升角小于等于当量摩擦角，在实际设计过程中，为确保螺旋自锁的可靠性，取ψ≤ρ-1°。

定尺机螺旋副设计使用的是梯形螺纹，Tr160×16，外螺纹大径d=160 mm，中径d2=152 mm，小径d1=142 mm，螺距p=16 mm，导程s=pn=16×1=16 mm(采用单头螺旋线设计)，牙型角α=30°，淬火钢螺杆与青铜螺母配合的摩擦系数取f=0.08。由以上设计数据可知：

螺旋线的螺纹升角为：

螺旋线的当量摩擦角为：

由于1.92°≤4.73°-1°=3.73°，螺旋线的螺纹升角小于当量摩擦角，所以该螺旋机构具备可靠的自锁性能。

3.5 进给工作台抗弯刚度校核

进给工作台是机构的主要承力构件，实际工作中作用在升降活动挡板上的冲击载荷F=1376 kN，冲击载荷经传递后全部作用在“悬臂进给工作台”上，工作台的挠曲变形对定尺机的定尺精度会产生一定影响，因此需要对进给工作台进行抗弯刚度校核。进给工作台是采用δ=20 mm的Q235碳素结构钢拼焊而成的(横截面为270 mm×190 mm×20 mm)箱梁型悬臂构件，借助计算机CAD制图软件横截面对中性轴的惯性矩Iz=89 640 014.7 mm4，碳钢的弹性模量E=200～220 GPa之间，取E=210 GPa(E=210×103MPa)，则构件的截面抗弯刚度为：

EI=210×103×89 640 014.7=1.88×1013

建立力学模型，将系统转化成材料力学中简支梁结构，则进给工作台上的最大挠曲变形为：

在实际工作过程中要求成品材定尺剪切后的长度误差在50 mm以内，8 mm<50 mm，因此进给工作台的挠曲变形符合使用要求。

3.6 螺旋副配合公差的选用

国标GB/T 5796.3—2005对梯形螺纹规定了中等与粗糙两种精度等级，而且内螺纹的各直径都规定采用基本偏差即下偏差EI=0的H公差带，为了控制机加工过程中螺纹牙型的累积误差，在充分考虑到装配及机加工工艺性的基础上，我们对内螺纹的中经及顶径选用高精度等级的7H公差带，外螺纹中径选用基本偏差即上偏差为负的8e公差带，考虑到现场定尺机对螺旋副配合间隙误差的敏感性及载荷分布的均匀性，在旋合长度选择上我们采用了L=268 mm>265 mm的加长组，并选用优选螺距16 mm。因此内螺纹采用“Tr160×16-7H”，外螺纹采用“Tr160×16-8e-L”，螺纹副配合为 “Tr160×16-7H/8e”。

4 零件设计及制造

4.1 主传动丝杠

进给工作台的主传动丝杠做为传力螺杆，是一种细长的杆状零件，其长径比较大，承受大冲击载荷，极易出现受压失稳、挠曲变形的问题。考虑到螺杆的抗压失稳性，螺杆的总长设计不超过螺纹副公称直径的20～50倍。根据现场所需调整定尺长度，主传动丝杠Tr160的螺纹长度设计为5390 mm，5390/160=33.6<50，符合GB/T 5796.3—2005机械设计要求。材质选用屈服强度和抗拉强度较高的优质低碳合金钢20CrMnTi，并采用渗碳淬火处理的热处理工艺(45～50 HRC)，主传动丝杠零件图如图3所示。

4.2 滑动螺旋螺母

由于滑动螺旋副存在较大的摩擦转矩，螺纹副易出现过快磨损，因此对螺母材质的力学性能及机加工工艺性能有一定的要求。为了抗胶合磨损，螺母不能与传动丝杠选用相同的材质，传动丝杠选用优质低碳合金钢20CrMnTi，螺母材质必须摩擦系数低，减磨性和耐磨性好，同时具备一定的抗压强度和疲劳强度。此定尺机的螺母采用铝青铜ZCuAl10Fe3材质。这种材质摩擦系数低，减磨性好，耐磨性高，而且具有足够的抗压疲劳强度。由于其具备硬度低、弹性模量小的特点。因此其磨合性、顺应性较好，对零配件的安装同轴度误差及加工几何形状误差不太敏感，尤其适宜于低速重载及偏载的使用工况。但在承受重冲击变载荷时存在黏着倾向，因此对其配合的轴颈表面硬度、光洁度、机械加工精度要求较高，传动丝杠必须进行渗碳淬火处理(45～50 HRC)，螺母采用铝青铜ZCuAl10Fe3，螺母零件图如图4所示。

图3 主传动丝杠零件图Figure 3 Drawing of main drive screw

图4 螺母零件图Figure 4 Part drawing of nut

图5 进给工作台Figure 5 Feed table

4.3 悬臂式进给工作台和导向轮

进给工作台采用δ=20 mm的Q235碳素结构钢拼焊成箱体结构，悬臂布置。两侧承重板构成的空腔放置滑动螺旋的螺母，并用螺栓与其双侧固定。进给工作台如图5所示。为了降低进给工作台轴向位移调整时的摩擦阻力，提高设备的机械效率，防止工作台随着传动丝杠的旋转而转动，同时改善由于悬臂布置引起的局部偏载、受力恶化的工况，在进给工作台的端部放置从动导向轮组，并与固定在地面的滑轨相接触。

从动导向轮所起的主要作用是在定尺挡板的调整过程中把系统与地面的滑动摩擦转化为滚动摩擦，降低传动机构的功率损耗，使调整机构运转灵活自如，缩短调整机构的响应时间，并分担进给工作台与升降活动挡板作用在两侧滑动轴承及螺旋副内部的部分重量，改善受力分布，降低传动丝杠的挠性变形，导向轮装配图如图6所示。

4.4 主传动丝杠定位轴承座

主传动丝杠定位轴承座采用滑动轴承结构，这种设计轴向结构紧凑，轴承承载力大，寿命长，旋转精度高，适宜于低速重载工况。轴承座采用ZG45材质，剖分面设计成台阶结构，防止工作过程中轴承座及轴承盖相互错位，轴承磨损后可通过调整剖分面处的垫片调整轴承间隙，轴承座如图7所示。

图6 导向轮装配图Figure 6 Assembly drawing of guiding wheel

滑动轴承座的轴瓦采用剖分式轴瓦设计结构，考虑到滑动轴承的磨合性、顺应性、嵌藏性，我们采用了低硬度、高塑性、小弹性模量的铅青铜ZCuPb30，这种材质硬度低，磨合性好，特别适宜于冲击载荷及变载荷的工况，尤其是高温时析出的铅可以起到摩擦润滑的作用。为了配合摩擦面充分润滑，在上轴瓦顶部(轴孔配合的最大间隙处)钻油孔，内壁开径向、周向润滑油槽，下轴瓦底部油膜承载区配定位销，上下轴瓦如图8所示。

图7 轴承座Figure 7 Bearing chock

轴承座与轴瓦装配后，由定尺材撞击所产生的冲击载荷直接作用在升降活动挡板上，由挡板前侧的承重板传递给进给工作台的螺母，再通过传动丝杠的受力轴台传递给轴承座，因此最终的轴向冲击载荷全部作用于两个轴承座上，轴承座丝杠装配图如图9所示。

4.5 气动系统设计

活动挡板的升降采用气动控制，由上游的AC5000气动三联件提供净化后的洁净、干燥、稳定的气源，压缩空气经三联件的减压阀后稳定在0.5 MPa，对外输出，执行机构采用24 V直流电控2位3通气动电磁换向阀(K23JD-25)控制一台单作用拉杆活塞缸。三通电磁换向阀只有P、T、A共3个外接口，单作用气缸的无杆腔始终与电磁换向阀的工作A口相接。工作位时电磁线圈通电，换向阀的工作口A与气源P口相通，气缸获得稳定压力，压缩空气向上升起，活动挡板打开，与输送辊道分离，剪切后的成品定尺材通过定尺机由输送辊道运送至验货台进行打捆、包装。常态位时，电磁线圈失电，换向阀的工作口A与排气腔T口相通，气缸无杆腔内的压缩空气排空，活动挡板在重力作用下向下回落，与输送辊道接触，隔断床面倍尺材的输出通道，并配合冷剪进行定尺剪切。由于使用了三通阀，活动挡板的回程完全靠作用在气缸上的自重，为了控制活动挡板下落的速度，避免因速度失控而引发的冲击载荷，必须采用平衡回路控制，现场施工时在三通阀的T口加装一个节流球阀作为回程腔背压阀，通过主阀芯通流断面的调整，使气缸回程时，无杆腔产生0.25 MPa左右的背压，减缓活动挡板的下落速度，避免作用在辊道上的冲击载荷，气动系统原理图如图10所示。

图8 上下轴瓦Figure 8 Upper and lower axle bush

图9 轴承座丝杠装配图Figure 9 Assembly drawing of bearing chock screw

图10 气动系统原理图Figure 10 Schematic diagram of pneumatic system

5 结论

相对传统定尺机，采用滑动螺旋传动设计的定尺机，结构简单，体积小，运转平稳，调整方便，能自锁紧，定尺精度有保证，适合于空间紧张的现场使用，具有推广价值。

[1] 蔡春源.机械零件设计手册:第三版.上册[M]. 冶金工业出版社，1994.

[2] 吴宗泽. 机械设计[M]. 中央广播电视大学出版社，1998.

[3] 单辉祖. 材料力学教程(第2版)[M]. 国防工业出版社, 1997.

[4] 吴宗泽. 机械设计课程设计手册[M]. 高等教育出版社, 2012.