基于一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論的滾珠絲杠舵機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法

張佼龍，周　軍，周鳳岐

(1.西北工業(yè)大學(xué) 精確制導(dǎo)與控制研究所，西安　710072；2.陜西省電動(dòng)伺服系統(tǒng)工程研究中心，西安　710072)

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基于一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論的滾珠絲杠舵機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法

舵機(jī)作為飛行器控制系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其壽命隨飛行任務(wù)的完成而終結(jié)，屬于典型的一次性機(jī)械零件。大功率傳動(dòng)使得舵機(jī)體積質(zhì)量與承載能力之間的矛盾更加突出。分析某滾珠絲杠舵機(jī)大負(fù)載力矩下的破壞形式，確定螺母和撥叉為提高舵機(jī)承載能力的關(guān)鍵部件。首先，結(jié)合一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論，采用有限元分析方法，對(duì)影響螺母承載能力的4個(gè)關(guān)鍵因素進(jìn)行計(jì)算，仿真數(shù)據(jù)與理論模型及實(shí)際破壞形式高度吻合，進(jìn)而明確各關(guān)鍵因素對(duì)螺母承載能力的量化影響程度，并給出結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。其次，應(yīng)用結(jié)構(gòu)超靜定理論，將撥叉懸臂梁結(jié)構(gòu)優(yōu)化成超靜定結(jié)構(gòu)，在輸出特性不變的前提下，大幅提高其強(qiáng)度和剛度，明確剪切及擠壓破壞為撥叉的主要失效形式，并給出強(qiáng)度計(jì)算校核方法。最后，將結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法用于某型號(hào)舵機(jī)研制，經(jīng)性能測(cè)試，滿(mǎn)足全部性能指示，證明基于一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法在滾珠絲杠舵機(jī)中應(yīng)用的有效性。

一次性機(jī)械零件；滾珠絲杠舵機(jī)；結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

0　引言

一次性機(jī)械是指使用一次就不再重復(fù)使用的機(jī)械。與常規(guī)機(jī)械不同，只要保證在特定的時(shí)間內(nèi)完成功能即可，無(wú)須留太大的余量。因此，體積小、質(zhì)量輕。常規(guī)機(jī)械的設(shè)計(jì)中，為保證安全，余量留得較大，從而增加了系統(tǒng)的體積和質(zhì)量[1]。

舵機(jī)是一種高精度快響應(yīng)的位置伺服系統(tǒng)，它是飛行器控制系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其特點(diǎn)為一次性壽命、飛行時(shí)間短、體積小、質(zhì)量輕，屬于典型的一次性機(jī)械零件。由于飛行器的特殊使用要求，往往對(duì)其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有體積、重量等方面的苛刻要求，在滿(mǎn)足傳動(dòng)要求的同時(shí)，還必須滿(mǎn)足體積和質(zhì)量要求。

一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論方面，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)其低周疲勞破壞進(jìn)行了相應(yīng)的研究：文獻(xiàn)[2-3]對(duì)一次性零件進(jìn)行了分類(lèi)，并給出相應(yīng)的疲勞失效特征；文獻(xiàn)[4-6]對(duì)相應(yīng)材料的疲勞性能進(jìn)行測(cè)試，得到其疲勞性能參數(shù)及失效模型；文獻(xiàn)[7-8]提出了一種簡(jiǎn)單的基于最大方差法的臨界平面數(shù)值計(jì)算模型，用于預(yù)測(cè)承受變幅值、彎扭聯(lián)合作用下的疲勞壽命?？偨Y(jié)一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論的基本思想為設(shè)計(jì)過(guò)程中，不考慮疲勞等因素，按靜強(qiáng)度要求進(jìn)行設(shè)計(jì)，減少設(shè)計(jì)余量，最大程度減小機(jī)械結(jié)構(gòu)的體積和質(zhì)量。

一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論實(shí)際應(yīng)用方面，文獻(xiàn)[9-13]將其用于齒輪及軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)，相比于常規(guī)機(jī)械設(shè)計(jì)理論，設(shè)計(jì)結(jié)果中體積、質(zhì)量大大減小，并成功研制出滿(mǎn)足全部指標(biāo)要求的諧波舵機(jī)。但由于諧波舵機(jī)效率較低，不適合于大功率要求的舵機(jī)，在舵機(jī)功率不斷提高的情況下，滾珠絲杠傳動(dòng)以其效率高、承載能力大、體積小、質(zhì)量輕逐漸成為主要的舵機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)部件?，F(xiàn)有文獻(xiàn)中，系統(tǒng)地對(duì)滾珠絲杠舵機(jī)這一大功率、一次性機(jī)械零件的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法研究較少。

1　傳動(dòng)方案與總體結(jié)構(gòu)

圖1為某型號(hào)飛行器經(jīng)全彈道仿真所得舵機(jī)飛行剖面力矩曲線(xiàn)?？煽闯觯鏅C(jī)大部分時(shí)間工作在舵偏角零位附近，負(fù)載扭矩接近零；僅在飛行器發(fā)生機(jī)動(dòng)，特別是其快速下壓時(shí)，舵機(jī)短時(shí)承受大力矩。若按傳統(tǒng)的機(jī)械設(shè)計(jì)理論[14-17]進(jìn)行設(shè)計(jì)，考慮材料疲勞破壞，則余量過(guò)大，導(dǎo)致舵機(jī)體積、質(zhì)量龐大，無(wú)法滿(mǎn)足空間要求。本文結(jié)合一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論，研究滾珠絲杠舵機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，分析其受載特性及結(jié)構(gòu)形式量化影響程度，力爭(zhēng)在最小體積、質(zhì)量條件下，滿(mǎn)足全部性能指標(biāo)。

滾珠絲杠舵機(jī)采用一級(jí)直齒輪+滾珠絲杠+撥叉輸出軸組件輸出的結(jié)構(gòu)形式。其中，直齒輪起傳動(dòng)比匹配及平行軸間換向的作用；滾珠絲杠提供大傳動(dòng)比，并將絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為螺母的直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)；撥叉輸出軸組件將螺母的直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為輸出軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而帶動(dòng)舵面按控制指令進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。

圖 1　某型號(hào)舵機(jī)飛行剖面力矩曲線(xiàn)

滾珠絲杠舵機(jī)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)如圖2、圖3所示，舵機(jī)的結(jié)構(gòu)尺寸決定其承載能力大?。簭澗爻休d能力取決于舵機(jī)厚度方向尺寸，扭矩承載能力取決于舵機(jī)寬度方向尺寸，長(zhǎng)度方向尺寸由撥叉擺動(dòng)及螺母直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)的最大行程所確定。

圖 2　滾珠絲杠舵機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖 3　滾珠絲杠舵機(jī)螺母撥叉結(jié)構(gòu)

2　關(guān)鍵部件的強(qiáng)度設(shè)計(jì)

大負(fù)載扭矩由輸出軸傳到撥叉，進(jìn)而傳遞給螺母小軸，全部負(fù)載力矩由撥叉及螺母小軸承受。

圖4、圖5為某舵機(jī)在大負(fù)載扭矩作用下，螺母小軸破壞后金相分析。螺母小軸在撥叉力作用下發(fā)生剝落；同時(shí)，撥叉與螺母小軸受力接觸點(diǎn)也發(fā)生相應(yīng)的擠壓破壞。確定螺母和撥叉為提高舵機(jī)承載能力的關(guān)鍵部件，為解決小體積與大承載之間的矛盾，其結(jié)構(gòu)形式、受載傳遞及破壞機(jī)理值得深入研究。

圖 4　螺母斷裂處50倍放大金相分析

圖 5　小軸斷裂處20倍放大金相分析

2.1螺母的設(shè)計(jì)

通過(guò)受載及破壞形式分析，制約螺母承載能力的因素主要有螺母壁厚、小軸與螺母連接凸臺(tái)、返向器布局及螺母小軸直徑。

為分析各因素對(duì)承載能力影響，作如下基本假設(shè)：影響螺母承載能力的因素間無(wú)相互耦合關(guān)系，對(duì)各自影響程度進(jìn)行分析時(shí)，不考慮其他因素。

(1)螺母壁厚

由于螺母直徑直接決定舵機(jī)厚度及寬度方向尺寸，相應(yīng)地決定舵機(jī)所能承受的扭矩及彎矩承載能力。為減小舵機(jī)的體積、質(zhì)量，在滿(mǎn)足舵機(jī)承載能力條件下，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)盡量減小螺母直徑，由于螺母內(nèi)徑由絲杠及滾珠直徑確定，故只能通過(guò)減小螺母壁厚來(lái)減小螺母直徑。

基于以上思想設(shè)計(jì)的螺母屬于薄壁件，文獻(xiàn)[16]中對(duì)螺母小軸的彎曲強(qiáng)度及剪切強(qiáng)度計(jì)算方法不再適用，計(jì)算會(huì)帶來(lái)很大誤差。針對(duì)薄壁螺母受載進(jìn)行有限元計(jì)算，有限元計(jì)算模型如圖6所示。

有限元模型采用Solid Brick 8node 185實(shí)體單元，材料GCr15，彈性模量200 GPa，泊松比0.3，螺母一端固定，另一端自由，螺母小軸受載，下面分析計(jì)算均采用此模型。

圖7為某工況下螺母小軸受載應(yīng)力分析結(jié)果，最大應(yīng)力處與圖4所示螺母小軸斷裂處相同，該仿真結(jié)果與實(shí)際破壞形式吻合。

為分析螺母壁厚對(duì)承載能力的影響，在其他尺寸不變的情況下，逐漸增加螺母壁厚，進(jìn)行有限元分析，其螺母壁厚與最大應(yīng)力間關(guān)系如表1所示。

圖 6　螺母小軸受載有限元模型

圖 7　螺母小軸受載應(yīng)力分析結(jié)果

螺母壁厚/mm1.31.82.32.83.3最大應(yīng)力/MPa365292264257256

由表1可知，隨著螺母壁厚的增加，螺母小軸受載后最大應(yīng)力減小，且趨于穩(wěn)定。由此可知，螺母壁厚是影響螺母小軸大負(fù)載力矩下斷裂的重要因素。當(dāng)螺母壁厚較薄時(shí)，螺母小軸根部會(huì)在其受載產(chǎn)生彎矩的作用下引起應(yīng)力集中，最大應(yīng)力增大；當(dāng)壁厚大于某一值時(shí)，最大應(yīng)力與壁厚無(wú)關(guān)，可按文獻(xiàn)[16]中經(jīng)典理論進(jìn)行計(jì)算。

當(dāng)螺母壁厚達(dá)到某一值后，螺母小軸受載后，在小軸根部既有彎曲引起的正應(yīng)力，又有剪切引起的切應(yīng)力。應(yīng)用第三強(qiáng)度理論，計(jì)算結(jié)果為

(1)

(2)

(3)

理論計(jì)算結(jié)果與有限元分析結(jié)果基本一致，誤差僅為2%。因此，當(dāng)螺母壁厚達(dá)到某一值時(shí)，可按式(1)～式(3)快速精確計(jì)算出其承載能力。

(2)小軸與螺母連接凸臺(tái)

受結(jié)構(gòu)尺寸限制，螺母直徑無(wú)法增大，螺母壁厚較薄時(shí)，受載應(yīng)力較大，可通過(guò)增加小軸與螺母連接凸臺(tái)來(lái)增加局部強(qiáng)度，進(jìn)而減小最大應(yīng)力。受載有限元分析與圖7工況一樣，通過(guò)改變連接凸臺(tái)尺寸，可得連接凸臺(tái)與最大應(yīng)力關(guān)系如表2所示。

表 2　連接凸臺(tái)與最大應(yīng)力關(guān)系

由螺母結(jié)構(gòu)可知，凸臺(tái)尺寸不影響舵機(jī)結(jié)構(gòu)布局，即不影響寬度及厚度方向尺寸。由表2可知，凸臺(tái)尺寸由10 mm×10 mm增大到18 mm×18 mm時(shí)，相應(yīng)的最大應(yīng)力減小21%?？梢?jiàn)，增大小軸與螺母連接凸臺(tái)尺寸，可在螺母壁厚無(wú)法增大的情況下，有效地減小受載下螺母最大應(yīng)力，提高舵機(jī)承載能力。

凸臺(tái)尺寸為18 mm×18 mm時(shí)，受載應(yīng)力分布見(jiàn)圖8。

圖 8　凸臺(tái)為18 mm×18 mm時(shí)受載應(yīng)力分布

Fig.8Loading stress distribution in the condition of link platform size 18 mm×18 mm

(3)返向器布局

為使?jié)L道上的滾珠能夠連續(xù)循環(huán)工作，滾珠絲杠副中返向器必不可少。采用返向器可把螺母上軸向相距一個(gè)導(dǎo)程的螺紋滾道始、末兩端連通起來(lái)，從而形成一條內(nèi)循環(huán)回路，以便讓滾珠能在螺紋滾道內(nèi)循環(huán)工作。實(shí)踐表明，使用合理結(jié)構(gòu)的返向器，有利于提高內(nèi)循環(huán)滾珠絲杠副的傳動(dòng)性能。

滾珠絲杠副應(yīng)用于大功率電動(dòng)舵機(jī)時(shí)，為減小螺母直徑，一般采用內(nèi)循環(huán)浮動(dòng)式返向器，即在螺母周向螺旋排列均勻的返向器孔，由螺母內(nèi)部向外安裝返向器。對(duì)于螺母承載能力來(lái)說(shuō)，返向器孔對(duì)小軸受載的應(yīng)力集中影響不可忽略。圖4中，螺母小軸斷裂處便是由返向器孔處開(kāi)始產(chǎn)生裂紋，進(jìn)而向外擴(kuò)展，直至斷裂。

圖9所示，當(dāng)返向器沿螺母小軸受載方向布局時(shí)，相應(yīng)的返向器與螺母小軸距離尺寸變化引起的應(yīng)力集中見(jiàn)表3。距離增大5mm，相應(yīng)的應(yīng)力集中可減小43%，但仍大于無(wú)返向器孔時(shí)的最大應(yīng)力。

表 3　返向器沿受載方向布局引起的應(yīng)力集中

圖 9　返向器沿小軸受載方向布局應(yīng)力分布

與圖9所示的約束及受載條件完全相同，圖10中僅將返向器沿螺母小軸受載方向周向偏轉(zhuǎn)40°。對(duì)比可知，最大應(yīng)力由804 MPa減小至343 MPa，減小幅度57%，與無(wú)返向器時(shí)最大應(yīng)力相當(dāng)。此時(shí)，可忽略返向器引起的應(yīng)力集中。

返向器個(gè)數(shù)、間距及相位由滾珠絲杠副列數(shù)決定，可通過(guò)改變第一列第一個(gè)返向器的起始位置，對(duì)返向器布局進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而提高舵機(jī)承載能力。

圖 10　返向器與小軸受載方向偏轉(zhuǎn)40°布局應(yīng)力分布

Fig.10Stress distribution at an angle of 40 degrees between returning implement and trunnion forced direction

(4)小軸直徑

由滾珠絲杠舵機(jī)結(jié)構(gòu)可知，小軸直徑越大，撥叉寬度越寬，當(dāng)撥叉正負(fù)向擺動(dòng)時(shí)，沿舵機(jī)長(zhǎng)度方向尺寸越大，考慮舵機(jī)一次性使用，且短時(shí)工作，在滿(mǎn)足強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)盡量減小小軸直徑。

經(jīng)有限元計(jì)算，螺母小軸直徑變化時(shí)，最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如表4所示。小軸直徑越大，最大應(yīng)力越小，這一結(jié)果可由式(1)～ 式(3)來(lái)證明。

表 4　小軸直徑與最大應(yīng)力關(guān)系

結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，可通過(guò)理論計(jì)算，使小軸受載后最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力即可，許用應(yīng)力按一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論中小軸發(fā)生靜力破壞來(lái)確定，選取材料的屈服強(qiáng)度為靜破壞強(qiáng)度，考慮其短時(shí)工作特性，除以較小的安全系數(shù)，即為螺母小軸的受載許用應(yīng)力。

2.2撥叉的設(shè)計(jì)

撥叉承受螺母小軸提供的作用力，進(jìn)而通過(guò)圓錐銷(xiāo)聯(lián)接轉(zhuǎn)化為輸出軸輸出的扭矩，最終完成對(duì)舵面的驅(qū)動(dòng)控制。撥叉的結(jié)構(gòu)形式、受載分析及失效形式的確定，直接決定了舵系統(tǒng)的體積、質(zhì)量及承載能力，故需對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)。

如圖11(a)所示，撥叉受到螺母小軸作用力 ，在受載分析時(shí)，將撥叉回轉(zhuǎn)中心固定。初期設(shè)計(jì)時(shí)，撥叉前端沒(méi)有連接成一體，屬于懸臂梁結(jié)構(gòu)，撥叉回轉(zhuǎn)中心處產(chǎn)生的力為F，力矩為M=FL。其中，L為力F作用點(diǎn)距撥叉回轉(zhuǎn)中心的距離。

經(jīng)前期使用，發(fā)現(xiàn)其剛度差、變形量大，故將其優(yōu)化成圖11(a)所示撥叉前端連接成一體的結(jié)構(gòu)形式。該結(jié)構(gòu)為超靜定結(jié)構(gòu)，受載分析時(shí)，如圖11(b)所示，將撥叉前端人為分開(kāi)，上半部分增加一約束力F1，上半部分撥叉回轉(zhuǎn)中心處受力為F2，滿(mǎn)足受力平衡條件F=F1+F2；如圖11(c)所示，下半部分增加一約束力F3，下半部分撥叉回轉(zhuǎn)軸處受力為F4。由文獻(xiàn)[17]靜力學(xué)理論，可知：

(4)

(5)

式(4)、式(5)中相應(yīng)的作用力可按文獻(xiàn)[16]中超靜定問(wèn)題，利用變形協(xié)調(diào)條件進(jìn)行求取。

由于F1與F3屬于一對(duì)內(nèi)力，對(duì)撥叉不做功。經(jīng)改進(jìn)后，在螺母小軸受力F作用下，撥叉回轉(zhuǎn)中心處所受作用力為F，力矩為M=FL。與未改進(jìn)前相比，撥叉輸出力及力矩均相同，但強(qiáng)度剛度大為增加。

(a)優(yōu)化后撥叉超靜定結(jié)構(gòu)

(b)上半部分結(jié)構(gòu)超靜定受力分析

(c)下半部分結(jié)構(gòu)超靜定受力分析

一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論考慮的是零件的靜力破壞，即最大載荷作用下的破壞。當(dāng)靜應(yīng)力小于材料強(qiáng)度極限時(shí)，靜力破壞就不會(huì)發(fā)生。由于其使用壽命很短，故不考慮疲勞、腐蝕、磨損等由于長(zhǎng)時(shí)間工作引起的破壞。撥叉強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)，僅考慮螺母小軸力作用下?lián)懿娴募羟袕?qiáng)度及擠壓強(qiáng)度，特別是撥叉較薄時(shí)，擠壓破壞為主要失效形式，而不需考慮疲勞破壞，故撥叉結(jié)構(gòu)尺寸可大為減小。

3　性能測(cè)試

基于一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論，對(duì)滾珠絲杠舵機(jī)中關(guān)鍵部件螺母及撥叉進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，加工出減速器實(shí)物，再與電機(jī)、電位器進(jìn)行安裝構(gòu)成舵機(jī)系統(tǒng)，并在圖12所示加載測(cè)試裝置上進(jìn)行性能測(cè)試，該加載裝置由指針、慣量盤(pán)、彈簧扭桿、光電編碼器、扭矩傳感器等主要部件組成。其中，指針用來(lái)直觀的顯示舵軸轉(zhuǎn)動(dòng)的角度；慣量盤(pán)用來(lái)模擬舵面轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；彈簧扭桿通過(guò)自身扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生負(fù)載力矩；光電編碼器精確測(cè)量舵軸轉(zhuǎn)角，扭矩傳感器精確測(cè)量彈簧扭桿變形產(chǎn)生的扭矩，由以上兩部件實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行加載梯度標(biāo)定。該裝置屬于被動(dòng)加載，加載精度高，且無(wú)多余力矩。

圖 12　舵機(jī)加載測(cè)試裝置

加載測(cè)試時(shí)，彈簧扭桿一端與舵軸固連，另一端與負(fù)載臺(tái)面固定。舵機(jī)根據(jù)控制指令信號(hào)同時(shí)帶動(dòng)慣量盤(pán)及扭桿轉(zhuǎn)動(dòng)，通過(guò)示波器比較輸入指令信號(hào)與輸出反饋信號(hào)，進(jìn)行相應(yīng)計(jì)算，完成對(duì)舵機(jī)的性能測(cè)試和指標(biāo)考核。

對(duì)舵機(jī)系統(tǒng)主要進(jìn)行圖13～圖16所示加載測(cè)試。其中，大信號(hào)正弦加載主要測(cè)試舵機(jī)系統(tǒng)最大舵偏角下最大力矩承載能力；大信號(hào)方波加載主要測(cè)試舵機(jī)系統(tǒng)額定力矩下的額定轉(zhuǎn)速；小信號(hào)方波加載主要測(cè)試舵機(jī)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能；頻帶寬度加載主要測(cè)試舵機(jī)系統(tǒng)幅頻特性和相頻特性。累計(jì)加載次數(shù)超過(guò)400余次，累計(jì)工作時(shí)間約3 000 s，工作狀態(tài)良好，完全滿(mǎn)足體積、質(zhì)量、承載能力及動(dòng)態(tài)特性指標(biāo)要求。

圖 13　大信號(hào)正弦加載測(cè)試

圖 14　大信號(hào)方波加載測(cè)試

圖 15　小信號(hào)方波加載測(cè)試

圖 16　頻帶寬度加載測(cè)試

4　結(jié)論

(1)通過(guò)對(duì)滾珠絲杠舵機(jī)應(yīng)用場(chǎng)合及傳動(dòng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，確定滾珠絲杠舵機(jī)屬于典型的一次性機(jī)械零件，舵機(jī)內(nèi)部螺母和撥叉零件為提高滾珠絲杠舵機(jī)承載能力的關(guān)鍵部件。

(2)當(dāng)螺母壁厚較薄時(shí)，傳統(tǒng)計(jì)算方法不再適用，需用有限元方法計(jì)算其最大應(yīng)力；當(dāng)壁厚無(wú)法增加時(shí)，通過(guò)增加小軸與螺母連接凸臺(tái)增加局部強(qiáng)度，減小應(yīng)力；返向器孔引起的應(yīng)力集中，可通過(guò)改變第一列第一個(gè)返向器起始位置，進(jìn)而改變螺母小軸與返向器孔的距離和相位，減小應(yīng)力集中；在結(jié)構(gòu)允許情況下，盡量增大螺母小軸直徑，提高承載能力，且小軸靜力破壞為螺母的主要失效形式，理論計(jì)算時(shí)，采用強(qiáng)度理論進(jìn)行校核，選取材料屈服強(qiáng)度為靜力破壞強(qiáng)度，考慮其短時(shí)工作特性，除以較小的安全系數(shù)，即為螺母小軸的許用應(yīng)力。

(3)在保證撥叉輸出特性不變的前提下，將撥叉懸臂梁結(jié)構(gòu)優(yōu)化成超靜定結(jié)構(gòu)，可大幅提高撥叉強(qiáng)度及剛度，且明確撥叉剪切擠壓破壞為撥叉主要失效形式。

(4)應(yīng)用一次性機(jī)械設(shè)計(jì)理論，對(duì)螺母及撥叉進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，經(jīng)性能測(cè)試，滿(mǎn)足全部性能指標(biāo)，證明基于一次機(jī)械設(shè)計(jì)理論的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法在滾珠絲杠舵機(jī)中應(yīng)用的有效性。

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(編輯：崔賢彬)

Structure optimization design method for ball screw actuator based on disposable mechanical elements design theory

ZHANG Jiao-long1,2, ZHOU Jun1,2, ZHOU Feng-qi1,2

(1.Institute of Precision Guidance and Control, Northwestern Polytechnical University, Xi'an710072, China；2.Shaanxi Engineering Research Center for Electrical Servo Systems, Xi'an710072, China)

As the actuator of flight control system, its life ends with the completion of flight mission, so it belongs to the typical disposable mechanical elements. High power drive of actuator makes the contradiction between volume weight and carrying capacity more serious. By analyzing the failure mode of ball screw actuator sustaining heavy loading moment, the nut and fork are determined to be the critical components for improving the actuator carrying capacity. First, combining the disposable mechanical elements theory, the finite element method is applied for calculating the four key factors which affect the nut carrying capacity. The simulation data is highly consistent with the theoretical model and actual failure mode, and then the quantitative influence degree and the structure optimization scheme are provided. Secondly, using statically indeterminate structure theory, the fork adopts statically indeterminate structure instead of the cantilever beam, which greatly increases its strength and stiffness under the condition of the same output characteristics. Then make clear that the shear and extrusion failure are the main failure mode of the fork, meanwhile, the strength calculation method is given. Finally, the structure optimization design method is applied to actuator development, by performance test, and over-all properties are satisfied, which proves that the structure optimization design method based on disposable mechanical elements design theory is efficient for ball screw actuator.

disposable mechanical elements;ball screw actuator;structure optimization design

2015-09-25；

2015-12-14。

國(guó)家自然科學(xué)基金(61473226)。

張佼龍(1988—)，男，助理研究員，研究方向?yàn)轱w行器電動(dòng)伺服機(jī)構(gòu)。E-mail：zhangjiaolong@nwpu.edu.cn

張佼龍1,2，周軍1,2，周鳳岐1,2

(1.西北工業(yè)大學(xué) 精確制導(dǎo)與控制研究所，西安710072；2.陜西省電動(dòng)伺服系統(tǒng)工程研究中心，西安710072)

TH122

A

1006-2793(2016)05-0678-07

10.7673/j.issn.1006-2793.2016.05.015