滑动螺旋的结构及材料分析

1.滑动螺旋的结构

（1）螺母结构

①整体螺母　不能调整间隙，只能用于轻载且精度要求较低的场合，如图5－49所示。

②组合螺母　如图5－50所示，通过拧紧螺钉2驱使楔块3将其两侧螺母拧紧，以便减少间隙，提高传动精度。

图5－49　整体螺母

图5－50　组合螺母

③对开螺母　如图5－51所示的这种螺母便于操作，一般用于车床溜板箱的螺旋传动中。

（2）螺杆结构　传动螺旋通常采用牙型为矩形、梯形或锯齿形的右旋螺纹。特殊情况下也采用左旋螺纹，如为了符合操作习惯，车床横向进给丝杠螺纹即采用左旋螺纹。

2.滑动螺旋的材料

由于滑动螺旋传动中的摩擦较严重，故要求螺旋传动材料要有足够的强度外，其减摩、耐磨性能都要好，要求螺杆和螺母两者配合时摩擦系数较小。

一般螺杆材料的选用原则：

（1）高精度传动时多选碳素工具钢

（2）需要较高硬度时，可采用铬锰合金钢或者采用65Mn钢

（3）一般情况（如普通机床丝杠）可用45、50钢

图5－51　对开螺母

螺母材料可用铸造锡青铜ZCuSn10P1，重载低速的场合可选用强度高的铸造铝铁青铜ZCuAl10Fe3，而轻载低速（特别是不经常运转）时也可选用耐磨铸铁。

3.螺旋传动的设计计算

实践证明，螺旋传动的主要失效形式是螺纹的磨损，因此，通常先根据耐磨性条件，计算出螺杆的直径和螺母的高度，然后依照标准确定螺旋的各主要参数，最后对可能发生的其他失效逐一进行校核。对于传力螺旋，须校核螺杆强度和螺母螺纹的强度，对其长径比大的受压螺旋要校核其稳定性，当要求其自锁时，还应验算自锁条件。

（1）耐磨性计算　影响磨损的因素很多，目前还没有完善的计算方法，通常是限制螺纹接触处的压强p。其校核公式为

式中，Fa为轴向力，N；z为参加接触的螺纹圈数；d2为螺纹中径，h为螺纹工作高度，mm；［p］为许用压强，见表5－13。

表5－13　螺旋副的许用压强［p］　（MPa）(www.xing528.com)

注：对于精密传动或要求使用寿命长时，可取表中值的。

为了设计方便，令，H为螺母高度，又因z＝，P为螺距，梯形螺纹的工作高度h＝0.5P，锯齿形螺纹的工作高度h＝0.75P，将这些关系代入式（5－34）整理后，可得螺纹中径d2的设计公式为

梯形螺纹：

锯齿形螺纹：

Φ值的取法：对于整体式螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力比较均匀，螺纹接触圈数不宜太多，Φ取为1.2～1.5。但应注意，螺纹圈数z一般不宜超过10圈，因为螺纹各圈受力是不均匀的，第10圈以上的螺纹实际上起不到分担载荷的作用。

计算出中径d2之后，应按标准选取相应的公称直径d及螺距P。对有自锁要求的螺旋，还需验算所选螺纹参数能否满足自锁条件。

（2）螺杆强度的校核　螺杆受有轴向力Fa，因此在螺杆轴向产生压（或拉）应力；同时由于扭矩T使螺杆截面内产生扭切应力，T按螺杆实际的受力情况确定。根据压（或拉）应力和扭转切应力，按第四强度理论可求出危险截面的当量应力σe，强度条件为

式中，d1为螺纹小径；［σ］为螺杆材料的许用应力，对于碳素钢可取为0.2～0.33σs。

（3）螺杆稳定性的校核　细长螺杆受较大轴向压力时，可能丧失稳定，其临界载荷与材料、螺杆长细比（或称柔度）有关。

①当λ≥100时，临界载荷Fa由欧拉公式决定

式中，E为螺杆材料弹性模量，对于钢E＝2.06×105，MPa；I为危险截面的惯性矩，对螺杆可按螺纹小径d1计算，即，mm4；l为螺杆的最大工作长度，mm；μ为长度系数，与螺杆端部结构有关，对于起重器，可视为一端固定，一端自由，取μ＝2；对于压力机，可视为一端固定，一端铰支，取μ＝0.7；对于传导螺杆，可视为两端铰支，取μ＝1；i为螺杆危险截面的惯性半径，若螺杆危险截面面积

②当40＜λ＜100时，对于σb≥370MPa的碳素钢取

对于σb≥470MPa的优质碳素钢（如35、40号钢）取

③当λ＜40时，不必进行稳定性校核

稳定性校核应满足的条件为

S为稳定性校核安全系数，通常取S＝2.5～4，当不能满足上述条件时，应增大螺纹小径。

（4）螺丝牙强度的校核　防止沿螺母螺纹牙根部剪断的校核式为

式中b为螺纹牙根部的宽度，对梯形螺纹b＝0.65P；对锯齿形螺纹b＝0.74P。若需校核螺杆螺纹牙的强度时，将式（5－42）中螺母的大径D换为螺杆的小径d1即可。

对于铸铁螺母取［τ］＝40MPa，对于青铜螺母取［τ］＝30～10MPa。