鄭永平，崔 雨

直連傳動機構(gòu)由馬達，減速機及絲杠等組成。根據(jù)某些特殊行業(yè)或設(shè)備單一故障要求，需要在抱閘電機之外配置第二剎車組件（見圖1）。電機扭矩與絲杠驅(qū)動力關(guān)系為

圖1 通用型直連傳動系統(tǒng)

式中：Tmotor—電機扭矩（N.m）；Fa—絲杠產(chǎn)生的驅(qū)動力（N）；Ph—絲杠導(dǎo)程（mm）。

直連傳動機構(gòu)在垂直運動過程中受力恒定，而用作剪刀臂升降機構(gòu)中的水平絲杠時力隨升降角度不斷變化（見圖2）。由虛功原理推導(dǎo)Q×dy-Fdx=0，得到其受力F=Qcos（）θ 為非線性關(guān)系，隨角度減小受力急劇加大，當(dāng)θ=10°時，cot（）θ ≈5.7，F(xiàn)≈5.7×Q 具有放大作用。

圖2 剪刀臂升降受力簡圖

假設(shè)負載為307 kg，考慮機構(gòu)重量，計算出F 的受力曲線（見圖3），可知當(dāng)θ≈8.9°時F≈43kN。

圖3 負載與軸向受力關(guān)系

1 軸向竄動分析

（1） 有限元分析

首先，對支撐底座單獨進行受力分析。該支撐底座通過6 個地腳螺栓固定于地面（見圖4），筆者提取對軸向傳動有影響的軸承座位置進行分析，可以看出，支撐底座（提取線1～2 位置） 在軸向力的拉升下發(fā)生上翹變形，最大值為0.4 mm（見圖5）。

圖4 優(yōu)化地腳約束條件

圖5 支撐底座變形

加入傳動系統(tǒng)后再進行分析，為提高分析效率對導(dǎo)軌及軸承進行剛性簡化（見圖6～圖7）。提取絲杠沿軸線的伸長量，結(jié)果顯示最大伸長0.395 mm（見圖8）。

圖6 導(dǎo)軌剛性簡化

圖7 軸承剛性簡化

圖8 絲杠變形提取

通過以上分析，發(fā)現(xiàn)支撐底座的上翹變形對絲杠的軸向伸長有較大貢獻。由此可知傳動系統(tǒng)軸向?qū)嶋H竄動方式（見圖9）。

圖9 系統(tǒng)真實變形

（2） 實測數(shù)據(jù)

筆者采用端面打表方法測量對應(yīng)端面的軸向?qū)嶋H竄動量，考察剪刀臂從高端運動到最底端過程中隨受力逐步增大而引起的軸向竄動（見圖10）。

圖10 測量位置示意圖

對比分析數(shù)據(jù)與實測數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)軸承座端面竄動對絲杠軸向竄動的貢獻率達63% （取平均值估測） （見表1）。

2 改進方案

檢測位置 設(shè)備A 設(shè)備B 設(shè)備C 平均值（mm）軸承座中間 0.34 0.4 0.5 0.41絲杠軸肩 0.47 0.45 0.65 0.52絲杠右端 0.65 0.55 0.75 0.65

由以上分析可知，減少絲杠軸向竄動最主要的是防止軸承座發(fā)生翻轉(zhuǎn)變形，而軸承座翻轉(zhuǎn)變形源于支撐底座發(fā)生變形。因此，筆者決定將地腳螺栓數(shù)量增加到8 個（見圖11），再次分析顯示軸承座的翻轉(zhuǎn)變形減小到0.038 mm。改進前軸承座的變形量是改進后的10.5 倍，可見軸承座變形大大降低（見圖12），如此必將大大減少絲杠的軸向變形量。

圖11 優(yōu)化地腳約束條件

圖12 提取軸承座對應(yīng)位置變形

3 結(jié) 語

本文通過分析剪刀臂直連傳動系統(tǒng)受軸向力作用時引起軸向竄動的原因，找到水平傳動絲杠軸向伸長主要源自軸承座和底座受載后發(fā)生變形，通過采取增加軸承座和底座剛性的方法，最終使軸承座變形大大降低，有效減少水平絲杠的軸向伸長量。