机电一体化中的机械系统设计

1、机电一体化中的机械系统设计 机电一体化机械设计技术 机电一体化系统中的机械设计要遵循机电结合、机电互补的原则，满足高精度、快速响应速度和稳定性的要求。具体包括两大部分的内容：一是机械传动装置的设计，一是机械结构的设计。机械设计技术机械传动装置设计机械结构设计滚珠丝杠传动无侧隙齿轮传动谐波齿轮传动同步齿形带传动膜片弹性联轴器 导轨设计支承装置主轴组件设计 第一节 机电一体化机械系统概述 机电一体化机械系统是由计算机信息网络协调与控制的，用于完成包括机械力、运动和能量流等动力学任务的机械和(或)机电部件相互联系的系统。其核心是由计算机控制的，包括机械、电力、电子、液压、光学等技术的伺服系统。它的主

2、要功能是完成一系列机械运动。每一个机械运动可单独由控制电动机、传动机构和执行机构组成的子系统来完成，而这些子系统要由计算机协调和控制，以完成其功能要求。因此机电一体化机械系统的设计要考虑产品的总体布局、机构选型、结构造型的合理化和最优化 第一节 机电一体化机械系统概述 一、机电一体化对机械系统的基本要求 1、高精度 机械传动精度主要是由传动件的制造误差、装配误差，传动间隙和弹性变形所引起的。 2、快速响应 即要求机械系统从接到指令到开始执行指令指定的任务之间的时间间隔短。机械系统的响应主要取决于加速度。 3、良好的稳定性 即要求机械系统的工作性能不受外界环境的影响，抗干扰能力强。 此外，还要求

3、机械系统具有较大的刚度，良好的可靠性和重量轻，体积小和寿命长。 为达到上述要求，主要从以下几个方面采取措施： （1）采用低摩擦阻力的传动部件和导向支承部件，如采用滚动丝杠副，滚动导向支承等； （2）缩短传动链，提高传动与支承刚度，如用加预紧力的方法提高滚珠丝杠副和滚动导轨副的传动与支承刚度； （3）选用最佳传动比，以提高系统分辨率，减小等效到执行元件输出轴上的等效转动惯量，尽可能提高加速度； （4）缩小反响死区误差，如采取消除传动间隙，减小支承变形等措施； （5）改进支承及架体的结构设计，以提高刚性，减少振动，降低噪音，如采用复合材料等。 二、机械系统的组成 1传动机构 机电一体化机械系统中的

4、传动机构要根据伺服控制的要求进行选择设计，以满足整个机械系统良好的伺服性能因此传动机构除了要满足传动精度的要求，而且还要满足小型、轻量、高速、低噪声和高可靠性的要求。 2导向机构 其作用是支承和导向，为机械系统中各运动装置能安全、准确地完成其特定方向的运动提供保障， 3执行机构 它是用以完成操作任务的执行机构根据操作指令的要求在动力源的带动下，完成预定的操作一般要求它具有较高的灵敏度、精确度，良好的重复性和可靠性。第二节 机械传动系统 一、伺服机械传动系统的传动特性 机电一体化系统中的伺服系统，主要是以机械量(位置、速度，加速度、力等)为控制对象的一种自动控制系统。它在工作时，要求系统的输出能

5、平稳地、快速地、准确地跟随输入指令动作。机电一体化中的机械系统已成为伺服系统的组成部分，直接影响系统的控制精度、响应速度和稳定性。机械系统的性能与系统本身的阻尼比、固有频率有关。、又与机械系统的结构参数密切相关。因此，机械系统的结构参数对伺服系统性能有很大影响。此外，机械结构中许多非线性因素，如传动件的非线性摩擦、传动间隙、机械零部件的非弹性变形等，对伺服系统性能也有较大影响。下面就机械结构因素对伺服系统性能的影响进行分析讨论，以便在进行机械设计和选型时合理的考虑这些因素。 1.转动惯量（M=J） 在不影响机械系统刚度的前提下，传动机构的质量和转动惯量应尽量减小。否则，转动惯量大会对系统造成不

6、良影响：机械负载增大，需要增大驱动电机的功率；系统响应速度降低，灵敏度下降；系统固有频率减小，容易产生谐振。所以在设计传动机构时应尽量减小转动惯量，通常采取以下措施： （1）选择转矩/惯量比(M/J)大的控制电机因为在伺服系统中高速电机的转动惯量在总惯量中是主要的，往往比负载的折算惯量大得多，特别是减速比大的系统，所以应尽量选用低惯量的控制电机。 (2)适当选用强度高、刚度好、质量轻的材料，减轻各零部件的质量，合理布置结构， 转动部分的质量应尽量靠近轴线。 (3)合理选取总传动比和分配各级传动比因为负载转动惯量折算到高速电机轴上，要除以传动比的平方，总传动比大，负载的折算惯量小。另外，合理地分

7、配各级传动比也可使传动系统的折算惯量减小。 另一方面，转动惯量相当于电路中的电容器，有储能作用，可以改善转速的均匀性，所以有些要求转速均匀的产品如录像机、收录机等，都有转动惯量较大的飞轮。转动惯量的计算 对于轴、轴承、齿轮、联轴节、丝杠等圆柱体的转动惯量计算公式为：Jmd2/8d4L32式中：m为圆柱体质量；d为圆柱体直径；L为圆柱体的长度；为圆柱体密度。 导程为L的丝杠驱动质量为m2的工作台和质量为m1的工件，工作台和工件折算到丝杠上的总折算转动惯量为： 齿条驱动的工作台（m2）与工件（m1）折算到节圆半径为r的小齿轮上的转动惯量为 J=(m1+ m2)r 2 齿轮传动转动惯量折算 轴1上的

8、传动齿轮的转动惯量J1折算到轴2上时，等效折算惯量为J=J1/i2 （i为轴1与轴2之间的总传动比，i=Z1/Z2）二级传动系统等效转动惯量折算 2.摩擦 摩擦力可分为静摩擦力、库仑摩擦力和粘性摩擦力。库仑摩擦力是一种大小与速度无关的恒值阻滞力，当两物体作相对滑动时，便出现库仑摩擦。粘性摩擦力代表一种阻滞力，它正比于相对速度，当物体以般速度通过液体或气体时就会出现粘性摩擦。库仑摩擦和粘性摩擦可统称为动摩擦。 摩擦是机电一体化系统中的一个非线性因素，它对系统有不利影响，如会造成系统的死区误差；引起动态滞后，降低系统响应速度；引起低速爬行等，但摩擦对系境的稳定性又是有利的 爬行是一种摩擦自激振动，

9、振动能量来自系统本身。产生爬行的原因可归纳为以下几点； (1)当摩擦副处于边界摩擦时，存在着静、动摩擦系数之差，而且动摩擦系数又随滑动速度增加而降低这就可能使系统具有负阻尼或零阻尼； (2)运动件的质量较大，因而具有较大的惯性； (3)传动机构的刚度不足； (4)当移动件的质量，摩擦副摩擦面间的摩擦性质和传动机构的刚度一定时，在移动速度低到一定位后就产生爬行这个值就称为爬行的临界速度。 其中，静、动摩擦系数的差异是产生爬行的内因，运动件的质量大、传动件的刚度不足以及运动速度太低是产生爬行的条件。减小由静摩擦而引起的系统误差(死区误差)的方法： 减小静摩擦力,如采用滚动导孰、静压导轨等； 提高机

10、械系统的刚度。消除爬行的主要措施有： (1)减少静，动摩擦系数之差如进行良好润滑，摩擦副采用减摩材料(如钢或铸铁对铜或聚四氟乙烯塑料)，采用滚动导孰或静压导孰等； (2)提高传动机构的刚度； (3)动力润滑。在控制信号中附加高频分量，使伺服电机时刻处于适度的微振状态，从而有利于克服静摩擦，以有效减小低速爬行这种方法称为“动力润滑”。 3、阻尼 由振动理论知，运动中的机械部件易产生振动，其振幅取决于系统的阻尼和固有频率，系统的阻尼越大，最大振幅越小，且衰减越快。机械部件振动时，金属材料的内摩擦较小(附加的非金属减振材料内摩擦较大)，而运动副(特别是导轨)的摩擦阻尼占主导地位。在实际应用中一般将摩

11、擦阻尼简化为粘性摩擦的线性阻尼。 实际应用中一般取0.40.8的欠阻尼，既能保证振荡在一定的范围内过渡过程较平稳、过渡过程时间较短，又具有较高的灵敏度。 阻尼对弹性系统的振动特性的主要影响如下： 1) 系统的静摩擦阻尼越大，系统的失动量和反转误差越大，使定位精度降低，加上摩擦-速度特性的负斜率，易产生爬行，降低机械的性能。 2) 系统的粘性阻尼摩擦越大，系统的稳态误差越大，精度越低。 3) 对于质量大刚度低的机械系统，为了减小振幅、加速振动衰减，可增大粘性摩擦阻尼。过阻尼系统临界阻尼系统欠阻尼系统一般取 4、刚度（K=2m） 刚度是使弹性体产生单位变形量所需的作用力大刚度对机械系统而言是有利的

12、：伺服系统动力损失随之减小。机构固有频率高，超出机构的频带宽度，使之不易产生共振。增加闭环伺服系统的稳定性。所以在设计时应选用大刚度的机构。 5、固有频率 当外界传来的振动的激振频率接近或等于系统的固有频率时，系统会产生谐振，系统不能正常工作。系统固有频率一般不应低于50100赫兹。通常采用提高系统刚度，增加阻尼，调整机械构件质量和自振频率等方法来提高系统的抗振性，防止谐振的发生。 6、间隙 在机械传动系统中经常存在着传动间隙，如齿轮传动的齿侧间隙；丝杠螺母的传动间隙；丝杠轴承的轴向间隙；联轴器的扭转间隙等。下图（a）是输入和输出构件之间间隙的物理模型。当不考虑输入、输出构件的惯性和摩擦时，其

13、输入、输出关系具有图（b）所示的滞环非线性特性。 二、机械传动系统数学模型的建立 下面以数控机床进给传动系统为例说明机械传动系统建模的方法。在下图所示的数控机床进给传动系统中，电动机通过两级减速齿轮Z1,Z2,Z3,Z4及丝杠螺母副驱动工作台作直线运动。 建模一般分两步进行首先把机械系统中各基本物理量折算到传动链中的某个元件上 (本例折算到电动机轴上)，然后，再根据输入量和输出量的关系建立它的数学模型。 图中JD为电动机转子的转动惯量,J1为轴I的转动惯量，J2、J3为轴II、轴III部件构成的转动惯量，K1，K2，K3，分别为轴I、II、III的扭转刚度系数，K为丝杠螺母副及螺母底座部分的轴

14、向刚度系数，m为工作台及工件质量：C为工作台导轨粘性阻尼系数，T1,T2,T3分别为轴I、II、III的输入转矩。 1转动惯量的折算 把轴I，II，III上的转动惯量和工作台的质量都折算到轴I上，作为系统总转动惯量。设T1，T2，T3分别为轴I，II，III的负载转矩，w1w2w3分别为轴I，II，III的角速度，v为工作台的运动速度。 （1）轴I，II，III转动惯量的折算 根据动力平衡原理，对于轴I有 对于轴II有 由于轴II的输入转矩是从轴I上的负载转矩获得的，且与他们的转速成反比，所以有 又有传动关系知 所以 对于轴III有 根据力学原理和传动关系，整理得 （2）工作台质量的折算 根据

15、动力平衡关系，丝杠转动一周所作的功等于工作台前进一个导程时其惯性力所作的功，对于丝杠和工作台有 又根据传动关系有 所以 （3）折算到轴I上的总转动惯量 将上式整理得到式中 J为系统折算到轴I上的总的转动惯量。 2粘性阻尼系数的折算 机械系统工作过程中，相互运动的元件间存在着阻力，并以不同的形式表现出来，如摩擦阻力、流体阻力以及负载阻力等，这些阻力在建模时需要折算成与速度有关的粘滞阻尼力。再利用摩擦阻力与粘滞阻尼力所消耗的功相等这一原则求取粘性阻尼系数。 考虑到其它各环节的摩擦损失比工作台导轨的摩擦损失小得多，故只计工作台导轨的粘性阻尼系数C。 当只考虑阻尼力时，根据工作台与丝杠之间的动力平衡关

16、系有 T32=CvL即丝杠转一周所作的功，等于工作台前进一个导程时其阻尼力所作的功。 根据力学原理和传动关系有 将T3和v值代入上式，整理后得： 式中 C工作台导轨折算到轴I上的粘性阻力系数 3弹性变形系数的折算 机械系统中各元件在工作时受力或力矩的作用，将产生轴向伸长，压缩或扭转等弹性变形，这些变形将影响到整个系统的精度和动态特性建模时要将其折算成相应的扭转刚度系数或轴向刚度系数。 本例中，应先将各轴的扭转角都折算到轴I上来，丝杠与工作台之间的轴向弹性变形会使轴III产生一个附加扭转角，也应折算到轴I上，然后求出轴I的总扭转刚度系数。 轴向刚度的折算 当系统承担负载后，丝杠螺母副和螺母座都会

17、产生轴向弹性变形，在丝杠输入转矩T3的作用下，丝杠和工作台之间的弹性变形为，对应的丝杠附加扭转角为3，根据动力平衡原理和传动关系，在丝杠轴III上有 所以 式中 K附加扭转刚度系数 扭转刚度系数的折算 设1，2，3分别为轴I，II，III在输入转矩T1，T2，T3作用下产生的扭转角。根据动力平衡原理和传动关系有 由于丝杠和工作台之间轴向弹性变形使轴III附加了一个扭转角3，因此轴III上的实际扭转角为： 将各轴的扭转角折算到轴I上得轴I的总扭转角式中 K折算到轴I上的总扭转刚度系数 2建立系统的数学模型 把各种物理量都折算到电动机轴I上后，就可以建立数学模型了设输入量为轴I的输入转角Xi，输出

18、量为工作台的线位移Xo根据传动原理，把Xo折算成轴I的输出角位移在轴I上根据动力平衡原理有 整理后得 这就是机床进给系统的数学模型,它是一个二阶线性微分方程。其中J、C、K均为常数。 传递函数为 n和(是二阶系统的两个特征参量，对于不同的系统 ，n和由不同的物理量组成，但对于机械系统而言，它们是由惯量(质量)，摩擦阻力系数、弹性变形系数等结构参数决定的。 三、机电一体化系统中常用机械传动装置 （一）齿轮传动 1总传动比的确定 齿轮传动系统总传动比i应满足伺服电机与负载之间的位移及转矩、转速的匹配要求。由于负载特性和工作条件的不同，齿轮传动系统的最佳总传动比有不同的确定原则。通常按“负载加速度最

19、大”的原则确定总传动比，或按给定脉冲当量及伺服电机和系统的运动要求确定总传动比。 (1)按最大加速度原则确定总传动比 用于伺服系统的齿轮传动一般是减速系统，其输入是高速、小转矩，输出是低速、大转矩，用以使负载加速。因此，不但要求齿轮传动系统要有足够的强度和刚度，还要有尽可能小的转动惯量，以便在获得同一加速度时所需转矩小，即在同一驱动功率时，其加速度响应最大。 下图所示为传动系统的计算模型。 额定转矩为Tm、转子转动惯量为Jm的直流伺服电机，通过减速比为i的齿轮减速器，带动转动惯量为JL、负载转矩为TLF的负载，其最佳传动比确定如下 换算到电机轴上的负载转矩为TLP/i，换算到电机轴上的转动惯量

20、为JL/i2 ，则电机上的加速转矩Ta为 当 时，即可求得使负载加速度为最大的总传动比i值 若TLF=0，则 (2)按给定脉冲当量或伺服电机确定传动比 对于开环系统，当系统的脉冲当量及步进电机的步距角已确定时，可计算相应的传动比。设采用丝杠螺母的伺服传动系统时，可用以下公式计算齿轮的总传动比 对于闭环系统，若采用丝杠螺母传动时，则按伺服驱动电机的额定转速及所要求的移动部件的速度计算总传动比，计算公式如下nmax 电机额定转速(r/min)；tsp 丝杠螺距(mm)； vmax 最大移动速度(mm/min)。 2齿轮传动链的级数及各级传动比的分配 总传动比确定后，就可根据具体要求在伺服电机与负载

21、之间配置传动机构，以实现转矩、转速的匹配。 从减少传动级数和零件的数量出发，应尽量采用单级齿轮传动，这样结构紧凑，传动精度和效率高。但伺服电机跟负载之间的总传动比一般较大，若一级的传动比过大，就会使整个传动装置的结构尺寸过大，并使小齿轮磨损加剧。虽然各种周转轮系可以满足总传动比的要求且结构紧凑，但由于效率等原因，常用多级圆柱齿轮传动副串联组成齿轮系。 确定齿轮副的级数和分配各级传动比，按不同原则有三种方法。 小功率传动装置 以右图所示的电机驱动的二级齿轮传动系统为例。假设传动效率为100，各主动小齿轮转动惯量相同，轴与轴承的转动惯量不计，各齿轮均为同宽度同材料的实心圆柱体，分度圆直径分别为d1

22、、d2、d3，齿宽为b，密度为。该齿轮系中各转动惯量折算到电机轴上的等效转动惯量Jme为因为所以 令 可得 当 时，可简化为 所以 同理，可得n级齿轮传动系统各级传动比的关系为 由此可见，各级传动比的分配原则是“前小后大” 例：设i=80,传动级数n=4的小功率传动装置，试按等效转动惯量最小原则分配传动比。 验算i=i1i2i3i480 大功率传动装置 大功率传动装置传递的转矩大，各级齿轮副的的模数、齿宽、直径等参数逐级增加。这时，小功率传动的假设不适用，可用下图a、b、c来确定传动级数及各级传动比。各级传动比的分配原则仍然是“前小后大”。 通过分析计算，可以得出下列结论： 1. 按折算转动惯

23、量最小的原则确定级数和各级传动比，从电机到负载，各级传动比按“前小后大”的次序分配； 2. 级数越多，总折算惯量越小。 3. 但是级数增加到一定值后，总折算惯量减小并不显著，反而会增大传动误差，并使结构复杂化。 另外还要注意，高速轴上的惯量对总折算惯量的影响最大。 (2)输出轴转角误差最小原则 设齿轮传动系统中各级齿轮的转角误差换算到输出轴上的总转角误差为max，则 式中,k为第k个齿轮的转角误差；ikn为第k个齿轮的转轴至n级输出轴的传动比。 设四级齿轮传动系统各级齿轮的转角误差分别为1,2,3，8，则换算到末级输出轴上的总传动比为 由此可知，总转角误差主要取决于最末一级齿轮的转角误差和传动

24、比的大小。 在设计中，为提高齿轮系的传动精度，从电机到负载，各级传动比应按“前小后大”的次序分配，而且要使最末一级传动比尽可能大，同时提高最末一级齿轮副的精度。 另外，应尽量减少传动级数，从而减少零件数量和误差来源。 (3)质量最小原则 小功率传动装置 仍以电机驱动的两级齿轮传动为例，假定各主动小齿轮的模数、齿数均相同，轴与轴承的质量不计，各齿轮均为实心圆柱体，且齿宽与材料均相同。则各齿轮的质量之和为 式中b各齿轮宽度； 材料密度；D1,D2,D3,D4各齿轮的计算直径。由于D1=D3，i=i1i2，则令 得 同理，对于n级传动 由此可见，对于小功率传动装置，按“质量最小”原则来确定传动比时，

25、其各级传动比是相等的。 大功率传动装置 仍以二级齿轮传动为例。假定各主动小齿轮的模数用m1、m3、分度圆直径Dl、D3、齿宽b1、b3都与所在轴上的转矩T1、T3的三次方根成正比，另设每对齿轮的齿宽相等，即b1=b2，b3=b4，则 同理，对于三级齿轮传动，假设b1=b2，b3=b4，b5=b6则 （4）三种原则的选择 对于要求体积小、重量轻的齿轮传动系统，可用质量最小原则。 对于要求运动平稳、启动频繁和动态性能要求好的伺服系统的减速齿轮系，可按最小等效转动惯量和总转角误差最小的原则来处理。对于变负载的传动齿轮系，各级传动比最好采用不可约的比数，避免同期啮合，以降低噪声和振动。 对于要求提高传

26、动精度和减小回程误差为主的传动齿轮系，可按总转角误差最小原则来处理。 对传动比较大的齿轮系，往往需要将定轴轮系和行星轮系巧妙结合为混合轮系。对于相当大的传动比，并且要求传动精度与传动效率高、传动平稳、体积小、重量轻时，可选用新型的谐波齿轮传动。 3、齿轮传动的消隙和预载 1)刚性消隙法 刚性消隙法是在严格控制轮齿齿厚和齿距误差的条件下进行的，调整后齿侧间隙不能自动补偿，但能提高传动刚度。 偏心轴套调整法 偏心轴套式消隙机构如图所示。电动机1通过偏心轴套2装在箱体上。转动偏心轴套可调整两齿轮中心距，消除齿侧间隙。 锥齿轮调整法 锥齿轮消除间隙的结构如上图所示。将齿轮1、2的分度圆柱改为带锥度的圆

27、锥面，使齿轮的齿厚在轴向产生变化。装配时通过改变垫片3的厚度，来改变两齿轮的轴向相对位置，以消除侧隙。 垫片调整法 2)柔性消隙法 柔性消隙法指调整后齿侧间隙可以自动补偿。采用这种消隙方法时，对齿轮齿厚和齿距的精度要求可适当降低，但对影响传动平稳性有负面影响，且传动刚度低，结构也较复杂。 双齿轮错齿调整法 碟形弹簧消除斜齿圆柱齿轮侧隙的机构 压力弹簧消隙机构 双斜齿圆柱齿轮消隙机构 （二）谐波齿轮传动 (1)谐波齿轮传动的构造和工作原理 谐波齿轮传动与少齿差行星齿轮传动十分相似。它是依靠柔性齿轮产生的可控变形波引起齿间的相对错齿来传递运动和动力的，谐波齿轮传动由刚轮1、柔轮2和波形发生器3(H

28、)三个主要构件组成。 波形发生器的直径比柔轮内径略大，故装配在一起时就将柔轮撑成椭圆形，迫使柔轮在椭圆的长轴方向与刚轮完全啮合(A、B位置)，在短轴方向完全脱开(C、D位置)。当波形发生器回转时，柔轮长轴和短轴的位置随之不断变化，从而齿的啮合处和脱开处也随之连续变化，由于柔轮和刚轮在节圆处的啮合过程，如同两个纯滚动的圆环一样，它们在任意瞬间转过的弧长都必须相等，因此对于双波传动，波形发生器每转一转，柔轮和刚轮就必然相对移动2个齿距。如果刚轮固定，柔轮就沿着与波形发生器相反的回转方向转过一定角度。当波形发生器连续运转时，柔轮上任何一点的径向变形量是随转角变化的变量，其展开图为一正弦波，故称之为谐

29、波传动。 (2)谐波齿轮传动的传动比 谐波齿轮传动的波形发生器相当于行星轮系的转臂，柔轮相当于行星轮，刚轮相当于中心轮，故谐波齿轮传动装置的传动比可以应用行星轮系求传动比的方法来计算。假设g, r, H分别为刚轮、柔轮和波形发生器的角速度，Zg、Zr分别为刚轮和柔轮的齿数，则 当柔轮固定时，r=0,以波形发生器为输入轴，刚轮为输出轴，则 设Zr=200、Zg=202，则iHg=101。结果为正值说明柔轮与波形发生器转向相同。 当刚轮固定时，g=0, 以波形发生器为输入轴，柔轮为输出轴，则 设Zr=200、Zg=202，则iHr=-100。结果为负值说明柔轮与波形发生器转向相反。 (3)谐波齿轮

30、传动的主要特点 谐波齿轮传动具有如下优点； 传动比大 一般单级谐波齿轮传动的传动比为50500，多级和复式传动的传动比更大，可达30000以上。不仅用于减速，还可用于增速。 承载能力强 因为同时啮合的齿数多，双波传动同时啮合的齿数可达总齿数的30 40左右，而且齿与齿之间是面接触。 传动精度高 由于多齿啮合对误差有互相补偿作用，因此在齿轮精度等级相同的情况下，谐波齿轮传动的传动误差只有普通圆柱齿轮传动的1/4左右，精密谐波齿轮传动的传动误差可小于20。通过波形发生器半径的微量改变可调整柔轮的变形量，使齿隙很小，甚至做到无侧隙啮合。 传动效率高、运动平稳 由于柔轮的轮齿在传动过程中作均匀的径向移

31、动，因此，即使输入速度很高，轮齿的相对滑动速度仍极低，只有普通渐开线齿轮传动的几百分之一，所以磨损小、效率高。由于啮入和啮出时轮齿的两侧都参加工作，因而无冲击现象，运动平稳。 结构简单、零件少、体积小、重量轻。在传动比和承载能力相同的条件下，谐波齿轮减速器比一般减速器的体积和重量减少约1/21/3。 谐波齿轮传动的主要缺点是： 柔轮周期性的变形产生交变应力，所以对材料、加工、热处理都提出了较高的要求，否则容易产生疲劳破坏。目前使用较普遍的材料是35MnSiA，GCrl5，小功率传动有的选用尼龙1010、尼龙6和含氟塑料。 转动惯量大，启动力矩大。为了减小折算转动惯量，可在高速端串接一对圆柱齿轮

32、减速。 传动比下限值较高，且不能做成交叉轴和相交轴的结构； 散热条件差。 (4)谐波齿轮减速器产品及选用 谐波齿轮传动装置自行设计制造较少，多数选用现成产品。原电子工业部于1985年颁布的SJ2640-85单级谐波齿轮减速器标准，有10个机型43个品种，以柔轮内径表示机型号。另外，有关生产厂也有谐波齿轮减速器系列产品出售。设计机电一体化系统时，可根据减速比、额定输入转速和额定输出转矩等参数选用相应的谐波齿轮减速器。 （三）、同步带传动 1同步带传动的特点 同步带传动是一种综合了带、链传动优点的新型传动。它将带的工作面及带轮外周均制成齿形，通过带齿与轮齿作啮合传动。带内有强力层，保持带的节距不变

33、，使主、从动带轮能作无滑差的同步传动。 与一般带传动相比，同步带传动具有如下优点： 无滑动，传动比准确； 传动效率高，可达98%，有明显节能效果； 传动平稳，能吸振，噪声小； 使用范围广，传递功率可由几瓦到几百千瓦，速度可达50m/s，速比可达10左右； 维修保养方便，不需要润滑。 同步带传动的缺点是： 安装精度要求高，中心距要求严格； 带与带轮制造较复杂，成本高。 3同步带及带轮的结构 (1)同步带结构 同步带由带背1、强力层2及带齿4组成。为提高寿命，在采用氯丁橡胶为基体的同步带中还增设了尼龙包布层3。 强力层是带的抗拉元件，用来传递力并保证带的节距不变。它多采用有较高抗拉强度、较小伸长率

34、的材料制造，如钢丝、尼龙、玻璃纤维等。 带齿为啮合元件，带背用来连接带齿、强力层，并在工作中承受弯曲。故带齿、带背要求有较好的抗剪切、抗弯曲能力及较高的耐磨性和弹性。目前常用的材料有氯丁橡胶、聚氨脂等。 在氯丁橡胶制成的同步带的齿面覆盖着一层尼龙包布，以增加带齿的耐磨性及带的抗拉强度。常用的材料有尼龙帆布、锦纶布等。 (2)带轮结构 目前在国际上采用的带轮齿形有直边齿形和渐开线齿形两种。带轮的主要参数为； 带轮的齿数 在一定速比下，取较少的带轮齿数可使传动结构紧凑，但齿数过少，同时啮合的齿数少，易造成带齿受载过大而断裂，一般要求同时啮合的齿数应大于 6。此外，带轮齿数过少，在节距一定时，带轮直

35、径减小，使同步带的弯曲应力增大，过早疲劳断裂。 带轮的节线与节圆直径d 同步带上通过强力层中心、长度不发生变化的线称为节线。当同步带包于带轮时，带轮上与带的节线相切、并与节线作纯滚动的圆称为带轮的节圆。在节圆上度量所得的相邻两齿对应点的距离称为带轮的节距，用Pb表示。如带轮齿数为Z，则带轮的节圆直径为d=PbZ/ (mm)。 带轮齿形角 梯形齿同步带带轮齿形角取40。 带轮齿顶圆直径d0 由图可以看出，d0=d-2a(mm)，式中a称为节顶距，是带轮节圆至齿顶圆间的距离。 带轮节顶距的数值和其他参数如轮齿顶部、根部圆弧半径，齿槽深度，齿槽宽度，带轮宽度等，详见GBll3611-189。 4同步

36、带传动失效形式 同步带的主要失效形式为： 带中强力层被拉断； 带齿被剪切破裂； 强力层从背带中抽出； 带齿工作表面磨损，失去原来形状； 强力层伸长，使带节距改变而发生爬齿。 根据这些失效情况，同步带传动计算主要是限制其单位宽度拉力，以保证带的使用寿命。当啮合齿数少时，还需考虑齿的剪切和磨损。 5. 同步带传动的设计计算步骤 设计同步带传动的已知条件为： Pm 需要传递的名义功率； n1、n2 主从动轮的转速或传动比； (a) 确定带的设计功率； (b) 选择带型和节距； (c) 确定带轮齿数和节圆直径； (d) 确定同步带的节线长度、齿数及传动中心距； (e) 校验同步带和小带轮的啮合齿数；

37、(f) 确定实际所需同步带宽度； (g) 带的工作能力验算。 （四）、滚珠螺旋传动 1滚珠丝杠传动的原理和特点 滚珠丝杠传动是在丝杠和螺母之间放入一定量的滚珠，使丝杠和螺母之间的摩擦由普通丝杠传动的滑动摩擦变为滚动摩擦。它由丝杠、螺母、滚珠和反向器(滚珠循环反向装置)等四部分组成。丝杠转动，带动滚珠沿螺纹滚道滚动，为防止滚珠从滚道端面掉出，在螺母上装有反向器，构成滚珠的循环通道，使滚珠从通道的一端滚出后，沿着通道进入另一端，重新进入滚道，形成一闭合回路。 与普通滑动丝杠相比，滚珠丝杠传动具有下列特点： (1)传动效率高 滚珠丝杠副传动的效率=0.920.96，比常见的丝杠螺母副提高34倍（滑动

38、丝杠效率为0.20.4）。因此，功率消耗只相于常见丝杠螺母副的1/41/3。 (2)传动精度高 经过淬硬并精磨螺纹滚道后的滚珠丝杠副，本身就具有很高的传动精度，由于摩擦小，启动时无冲击，低速时无爬行，工作时温升变形小，容易获得较高的传动精度。 (3)磨损小、寿命长 钢球是在淬硬的滚道上作滚动运动，磨损极小，工作寿命一般要比滑动丝杠高56倍。 (4)运动的可逆性 逆传动效率几乎与正传动效率相同，既可把回转运动变成直线运动，又可把直线运动变成回转运动，以用于一些特殊要求的场合。但在需要防止逆向传动的场合，需设置防逆转装置。 (5)给予适当预紧，可消除丝杠和螺母的螺纹间隙，反向时就可以消除空程死区，

39、定位精度高，刚度好。 (6)结构复杂，工艺性差，成本高。 (7)不能自锁。特别是对于垂直丝杠，由于重力的作用，下降时当传动切断后，不能立刻停止运动，故常需添加制动装置。 2、滚珠丝杠副的参数 （1）公称直径d0 滚珠与螺纹滚道在理论接触角状态时包络滚珠球心的圆柱直径，它是滚珠丝杠副的特征尺寸。公称直径d0应大于丝杠工作长度的1/30。数控机床常用的进给丝杠，公称直径d0为3080mm。 （2）基本导程L0 丝杠相对于螺母旋转2rad时，螺母上的基准点的轴向位移。基本导程L0按承载能力选取，选取后应验算步距，以满足单位进给脉冲的步距要求，还要验算螺旋升角，以满足效率要求。传动精度要求高，L0应取

40、小些，这样在一定的轴向力作用下，丝杠上的磨擦阻力较小。但当如果L0 取小了势必将滚珠直径取小，滚珠丝杠副承载能力下降。另外，当公称直径d0一定时，L0小，螺旋升角也小，传动效率也变小。 （3）导程L 丝杠相对于螺母旋转任意弧度时，螺母上基准点的轴向位移。 （4）接触角 在螺纹滚道法向剖面内滚珠球心与滚道接触点的连线和螺纹轴线和垂直间的夹角，理想接触角等于45。 （5）滚珠直径db 滚珠直径db应根据轴承厂提供的尺寸选用。滚珠直径db大，则承载能力也大，但在导程已确定的情况下，滚珠的直径db受到丝杠相邻两螺纹间过渡部分最小宽度的限制，在一般情况下，滚珠直径db0.6Lc但这样算出的db值后，要按

41、滚珠直径标准尺寸系列圆整。 （6）滚珠的工作圈数j 试验结果已表明，在每一个循环回路中，各圈滚珠所受的轴向负载是不均匀的，第一圈滚珠承受负载的50%左右，第二圈约承受30%，第三圈约为20%。因此滚珠丝杠副的每个循环回路的滚珠工作圈数取为j=2.53.5圈，工作圈数大于3.5无实际意义。 （7）滚珠的总数N 一般N不超过150个，若设计计算时超过规定的最大值，则因流通不畅容易产生堵塞现象。若出现此种情况可以从单回路式改为双回路式或加大滚珠丝杠的名义直径d0或加大滚珠直径dc来解决。反之，若工作滚珠的总数N太少，将使得每个滚珠的负载加大，引起过大的弹性变形。 （8）其它参数 除了上述参数外，滚珠

42、丝杠副还有丝杠螺纹小径D1、滚道圆弧偏心距e、滚道圆弧半径R等参数。 3、滚珠丝杠副精度及丝杠有效行程 （1）精度等级 根据使用范围及要求将滚珠丝杠副分为定位滚珠丝杠副（P）、传动滚珠丝杠副（T）、精度分为七个等级，即1、2、3、4、5、7、10级。1级精度最高，依次逐渐降低。 （2）有效行程lu按下式计算 式中：lu有效行程，mm ll丝杠螺纹全长，mm lc余程，mm（见表） 余程的选择 单位：mm公称导程456810121620余程1620243240484860标注方法例：1、FC1B-606-5-E2 左 (汉江机床厂) 2、FFZD405-3-D3/1400900 （南京工艺装备厂

43、）螺纹旋向，右旋不标检查项目编号精度等级滚珠总圈数基本导程公称直径预紧方式循环方式外形结构特征 4、滚珠丝杠副的结构形式 滚珠丝杠副的结构形式很多，其主要区别在于螺纹滚道的截面形状、滚珠的循环方式和消除轴向间隙的调整预紧方法等三个方面。 （1）螺纹滚道法向截面形状 螺纹滚道法田截面的形状，常见的有单圆弧(图a)和双圆弧(图b)两种。在螺纹滚道法向截面内，滚珠与滚道接触点的公法线和丝杠轴线垂直线之间的夹角刀称为接触角，一般取45。 单圆弧滚道用砂轮加工成型较简单，容易得到较高的加工精度，但其接触角随间隙及载荷变化而变化，故传动效率、承载能力和轴向刚度均不稳定。 双圆弧滚道的接触角在工作过程中基本

44、保持不变，故传动效率、承载能力和轴向刚度均比较稳定。滚道底部与滚珠不接触，其空隙可存储一定的润滑油和脏物，以减小摩擦和磨损。 (2)滚珠循环方式 按滚珠在整个循环过程中与丝杠表面的接触情况，可分为内循环和外循环两种。 内循环方式的滚珠在循环过程中始终与丝杠表面保持接触。优点是滚珠循环的回路短、流畅性好、效率高、螺母的径向尺寸也较小。但精度要求高，否则误差对循环的流畅性和传动平稳性有影响。 左图中的反向器为圆形带凸键，不能浮动，称为固定式反向器。若反向器为圆形，可在孔中浮动，外加弹簧片令反向器压向滚珠，称为浮动式反向器，可以做到无间隙有预紧，刚度较高，回珠槽进出口自动对接，通道流畅，摩擦特性好，

45、但制造成本高。 外循环方式中的滚珠在循环返向时，离开丝杠螺纹滚道，在螺母体内或体外作循环运动。插管式外循环结构简单，制造容易，但径向尺寸大，且弯管两端耐磨性和抗冲击性差。 若在螺母外表面上开槽与切向孔连接，在螺纹滚道内装入两个挡珠器，代替弯管，则为螺旋槽式外循环，径向尺寸较小，但槽与孔的接口为非圆滑连接，滚珠经过时易产生冲击。 若在螺母两端加端盖，端盖上开槽引导滚珠沿螺母上轴向孔返回，则为端盖式外循环，这种方式结构简单，但滚道衔接和弯曲处不易做准确而影响其性能，故应用较少。 (3)消除轴向间隙的调整预紧方法 滚珠丝杠副的轴向间隙是承载时在滚珠与滚道型面接触点的弹性变形所引起的螺母位移量和螺母原

46、有间隙的总和。通常采用双螺母预紧的方法，把弹性变形控制在最小限度内，以减小或消除轴向间隙，并可以提高滚珠丝杠副的刚度。 目前制造的单螺母式滚珠丝杠副的轴向间隙达0.05mm，而双螺母式的经加预紧力调整后基本上能消除轴向间隙。应用该方法消除轴向间隙时应注意以下两点： 1)预紧力大小必须合适，过小不能保证无隙传动，过大将使驱动力矩增大，效率降低，寿命缩短。预紧力应不超过最大轴向负载的1/3。 2)要特别注意减小丝杠安装部分和驱动部分的间隙，这些间隙用预紧的方法是无法消除的，而它对传动精度有直接影响。单螺母预紧 常用的双螺母消除轴向间隙的结构形式有三种： 垫片调隙式 用螺钉连接滚珠丝杠两个螺母的凸缘

47、，并在凸缘间加垫片。调整垫片的厚度使螺母产生微量的轴向位移，以达到消除轴向间隙和产生预紧力的目的。该形式结构紧凑，工作可靠，调整方便，应用广，但不很准确，并且当滚道磨损时不能随意调整，除非更换垫圈。故适用于一般精度的传动机构。 螺纹调隙式 双螺母中的一个外端有凸缘，一个外端无凸缘但制有螺纹，它伸出套筒外，用两个圆螺母固定锁紧，并用键防止两螺母相对转动。旋转圆螺母可调整消除间隙并产生预紧力，之后再用锁紧螺母锁紧。该形式结构紧凑、工作可靠、调整方便，缺点是不很精确。 齿差调隙式 在两个螺母的凸缘上各制有圆柱外齿轮(齿数为z1、z2，且 z2-zl1)分别与内齿圈啮合，内齿圈用螺钉或定位销固定在套筒

48、上。调整时，先取下两端的内齿圈，使两螺母产生相对角位移，相应地产生轴向的相对位移，从而两螺母中的滚珠分别紧贴在螺旋滚道的两个相反的侧面上，然后将内齿圈复位固定，故而达到消除间隙，产生预紧力的目的。当两个螺母按同方向转过一个齿时，所产生的相对轴向位移为 若z1=99，z2=100，p 6mm，则s=0.6m。可见，该形式的调整精度很高，工作可靠。但结构复杂，加工和装配工艺性能较差。 5. 防逆机构 滚珠丝杠副无自锁作用，直安装时，必须采取防逆措施，防止被驱动部件因自重发生逆传动。防逆措施有： (1)采用本身不能逆转的驱动电机(如电液脉冲电机、制动电机等) (2)采用有自锁能力的中间传动机构(如蜗

49、轮蜗杆传动)。 (3)采用电器、液压及机械的制动装置。 (4)采用重力平衡装置。 常用的制动装置有超越离合器和电磁摩擦制动装置。 6. 滚珠丝杠副的支承方式 为了保证滚珠丝杠副传动的刚度和精度，应选择合适的支承方式，选用高刚度、小摩擦力矩、高运转精度的轴承，并保证支承座有足够的刚度。 一端固定、一端自由(F-O) 如图所示，其固定端轴向、径向都需要有约束，采用圆锥滚子轴承3、5。轴承外圈由支承座4的台肩轴向限位，内圈由螺母1、2及轴肩轴向限位。两轴承采用背靠背组配方式，可增大轴承间的有效支点距离，可承受双向的轴向载荷和径向载荷，并有较大的承受倾斜力矩的能力。这种结构只能用于短丝杠或竖直安装的丝

50、杠，在水平安装时，两轴承3、5之间的距离要尽量大一些。 一端固定、一端游动(F-S) 如图所示。固定端采用深沟球轴承2和双向推力球轴承4，可分别承受径向和轴向负载，螺母1、挡圈3、轴肩、支承座5台肩、端盖7提供轴向限位，垫圈6可调节推力轴承4的轴向预紧力。游动端需要径向约束，轴向无约束。采用深沟球轴承8，其内圈由挡圈9限位，外圈不限位，以保证丝杠在受热变形后可在游动端自由伸缩。 两端固定(F-F) 两端固定方式的支承为减少丝杠因自重的下垂和补偿热膨胀，应进行预拉伸。如图所示，两端各采用一个推力角接触球轴承，外圈限位，内圈分别用螺母进行限位和预紧：调节轴承的间隙，并根据预计温升产生的热膨胀量对丝

51、杠进行预拉伸。只要实际温升不超过预计的温升，这种支承方式就不会产生轴向间隙。四、滚珠螺旋传动单推单推1轴向刚度较高；2预拉伸安装时，加载荷较大3适宜中速、精度高，并可用双推单推组合。 双推双推四、滚珠螺旋传动1轴向刚度最高；2预拉伸安装时，须加载荷较小，轴承寿命较高3适宜高速、高刚度、高精度。 7. 滚珠丝杠副的润滑与防护 润滑 使用润滑剂可以提高滚珠丝杠的耐磨性和传动效率。润滑剂有液体和固体两种。液体润滑剂采用20号或30号机械油、90180号透平油或140号主轴油等。固体润滑剂可用高压润滑脂或锂基润滑脂。用液体润滑时，可从螺母壳体上的油孔注入螺母内的空间。固体润滑脂则要直接加在螺纹滚道和安

52、装螺母的壳体空间内。 防护 丝杠预紧后，轴向间隙小。当硬质灰或切屑等污物落入螺纹道内，就会妨碍滚珠的运转，并加快磨损，因此必须有防护装置。 常用的防护装置有： A.密封圈 密封圈装在螺母的两端，有接触式和非接触式两种。接触式的弹性密封圈是用耐油橡胶或尼龙制成，其内孔做成与丝杠螺纹滚道相配合的形状，即与螺纹滚道相贴合。这类密封的防尘效果好，但有接触压力，会使摩擦力矩稍有增大。非接触式的密封圈是用聚氯乙烯等塑性材料制成，其内孔与丝杠螺纹滚道的形状相反，并稍有间隙，故不会增加摩擦力矩，但防尘效果较差。非接触式密封圈又称为迷宫式密封圈。 B. 防护罩 防护罩能防止尘土及硬性杂质等进入滚珠丝杠。防护罩的形式有锥形管、伸缩套管、也有折叠式（手风琴式）的塑料或人造革防护罩，也有用螺旋式弹簧钢制成的防护罩联接在滚珠丝杠的支承座及滚珠螺母的端部等。对防护罩材料的性能要求：耐油、耐腐蚀、耐高温的耐用等。 8. 滚珠丝杠副的选用 滚珠丝杠