第六章機器技能

第一節概述

機電一體化系統的機器系統是由盤算機信息網絡協調與控制的，與一般的機器系統相

比，除要求具有較高的定位精度之外，還應具有良好的動態響應特性，就是說響應要快、

穩定性要好。一個典范的機電一體化系統通常由控制部件、接口電路、功率放大電路、執

行元件、機器傳動部件、導向支承部件，以及檢測傳感部件等部門組成。這里所說的機器

系統,一般由減速裝置、絲打螺母副、蝸輪蝸桿副等種種線性傳動部件以及連桿機構、凸

輪機構等非線性傳動部件、導向支承部件、旋轉支承部件、軸系及架體等機構組成。為確

保機器系統的傳動精度和事情穩定性，通常對機電i體化系統提出以下要求：

(1)高精度精度直接影響產物的質量，尤其是機電一體化產物，其技能性能、工藝

水平和功效比普通的機器產物都有很大的提高?，因此機電一體化機器系統的高精度是其苜

要的要求。如果機器系統的精度不能滿足要求，則無論機電一體化產物其它系統事情怎樣

精確，也無法完成其預定的機器操縱。

(2)快速響應性即要求機器系統從接到指令到開始執行指令指定的任務之間的時間

隔斷短，這樣控制系統力氣實時憑據機器系統的運行狀態信息.，下達指令，使其準確地完

成任務。

(3)良好的穩定性即要求機器系統的事情性能不受外界情況的影響，抗滋擾能力強。

別的還要求機器系統具有較大的剛度，良好的耐磨、減摩性和可靠性，消震和低噪音，

重量輕、體枳小、壽命長。

本章將機電一體化機器系統分成機器傳動和支承部件兩大部門，分別介紹較典范的傳

動部件、旋轉和導向支承部件等的總體結構、機構選型、結構設計的優化等根本問題。

第二節機器傳動

一、同步帶傳動

同步帶傳動早在1900年已有人研究并多次提出專利，但其實用化卻是在二次世界大戰

以后。由于同步帶是一種兼有鏈、齒輪、三角膠帶優點的傳動零件，隨著二次大戰后產業

的生長而得到重視，于1940年由美國尤尼羅爾(Unirayal)橡膠公司首先加以開發。1946

年辛加公司把同步帶用于縫紉機針和纏線管的同步傳動上，取得顯著效益，并被逐漸引用

到其他機器傳動上。同步帶傳動的開發和應用，至今僅60余年，但在各方面已取得迅速進

展。

(-)分類

1.按用途分

(1)一般產業用同步帶傳動即梯形齒同步帶傳動(圖6T)。它主要用于中、小功率

的同步帶傳動，如種種儀器、盤算機、輕工機器中均接納這種同步帶傳動。

(2)高轉矩同步帶傳動又稱HTD帶(HighTorqueDrive)或STPD帶傳動(SuperTorque

PositiveDrive)o由于其齒形呈圓瓠狀(圖6-2),在我國通稱為圓弧齒同步帶傳動。它主

要用于重型機器的傳動中，如運輸機器(匕機、汽車)、石油機器和機床、發電機等的傳動。

□型Dn型

圖6-1同步帶傳動

(3)特種規格的同步帶傳動這是憑據某種呆板特殊需要而接納的特種規格同步帶傳

動，如產業縫紉機用的、汽車發動機用的同步帶傳動。

(4)特殊用途的同步帶傳動即為適應特殊事情情況制造的同步帶。

2.按規格制度分

(1)模數制同步帶主要參數是模數m(與齒輪相同)，憑據差異的模數數值來確定帶

的型號及結構參數。在60年代該種規格制度曾應用于日、意、蘇等國，后隨國際交換的需

要，各國同步帶規格制度逐漸統一到節距制。目前僅前蘇聯及東歐各國仍接納模數制。

Pb一節距hi-齒耳hs一帶原

(2)節距制即同步帶的主要參數是帶齒節距，按節距巨細差異，相應帶、輪有差異

的結構尺寸。該種規格制度E前被列為國際尺度。

由于節距制來源于英、美，其計量單位為英制或經換算的公制單位。

(3)DIN米制節距DIX乂制節距是德國同步帶傳動國度尺度制定的規格制度。其主要

參數為齒節距，但尺度節距數值差異于ISO節距制，計量單位為公制。在我國，由于德國

進口設備較多，故DIN米制半距同步帶在我國也有應用。

隨著人們對齒形應力漫衍的解析，開發出/通報功率更大的圓弧齒(圖6-3b),緊接

著人們憑據漸開線的展成運動，又開發出了與漸開線相近似的多圓弧齒形，使帶齒和帶輪

能更好的嚙合(圖6-3c),使得同步帶傳動嚙合性能和傳動性能得到進一步優化，且傳動

變得更平穩、精確、噪音更小。三種齒形通報能力、噪音水平、打滑扭矩的比力如圖6-4。

應力分布

應力分布

應力分布

a）b）c）

圖6-3同步帶齒形的變遷

?a-悌形齒b一圓瓠齒c-近似漸開戰齒

100020003000400010002000300040005000012

傳遞能力噪音水平打滑扭矩

圖6-4三種齒形比力

（二）同步帶傳動的優缺點

1.事情時無滑動，有準確的傳動比

同步帶傳動是一種嚙合傳動，雖然同步帶是彈性體，但由于其中蒙受負載的承載繩具

有在拉力作用下不伸長的特性，故能保持帶節距穩定，使帶與輪齒槽能正確嚙合，實現無

滑差的同步傳動，得到精確的傳動比。

2.傳動效率高，節能效果好

由于同步帶作無滑動的同步傳動，故有較高的傳動效率，一般可達0.98。它與三角帶

傳動相比，有明顯的節能效梟。

3.傳動比范疇大，結構緊湊

同步帶傳動的傳動比一般可?到達10左右，并且在大傳動比情況下，其結構比三角帶傳

動緊湊。因為同步帶傳動是嚙合傳動，其帶輪直徑比依靠摩擦力來通報動力的三角帶帶輪

要小得多，別的由于同步帶不需要大的張緊力，使帶輪軸和軸承的尺寸都可減小。所以與

三角帶傳動相比，在同樣的傳動比下，同步帶傳動具有較緊湊的結構。

4.維護調養方便，運轉用度低

由于同步帶中承載繩接納伸長率很小的玻璃纖維、鋼絲等質料制成，故在運轉歷程中

帶伸長很小，不需要像三角帶、鏈傳動等需經常調解張緊力。別的，同步帶在運轉中也不

需要任何潤滑，所以維護調養很方便，運轉用度比三角帶、鏈、齒輪要低得多。

5.惡劣情況條件下仍能壬常事情

盡管同步帶傳動與其它傳動相比有以上優點，但它對安裝時的中心距要求等方面極其

嚴格，同時制造工藝龐大、制造本錢高。

（三）同步帶的結構和尺寸規格

1.同步帶結構

如圖6-5所示，同步帶一般由承載繩、帶齒、帶背和包布層組成。

產業用同步帶帶輪及截面形狀如圖6-6,圖6-7所示。

圖6-6常用同步帶輪結構

2.同步帶規格型號

憑據國標GB/TU616T989、GB/T113627989,我國同步帶改號及標志要領分別如表6-1

和圖6-8所示。

(四)同步帶的設計盤算

1.失效形式和盤算準則

同步帶傳動主要失效形式有：

(1)承載繩斷裂原因是帶型號過小和小帶輪直徑過小等,

表6-1同步帶型號

節距

型號名稱

inniin

MXI.(MinimaExtraLight)最輕型

XXL(ExtraExtraLigh:)超輕型0.125(1/8)

XL(ExtraLight)特輕型0.200(1/4)

L(Light)輕型0.375(3/8)

H(Heavy)重型0.5(1/2)

XH(ExtraHeavy)特重型0.875(7/8)

XXII(DoubleExtraHeavy)最重型

420L050DA80011300

寬度代號(帶寬12.7uim)寬度代號(帶寬76.2inm)

型號(節距9.525mm)型號(節距12.700m)

氏度代號(節線尺度1066.80mm)氏度代號(節線長度2032nl面

對稱雙面齒帶型式代號

B150XXL4.8DB980XH200

寬度代號(帶寬4.8mm)寬度代號(帶寬50.8mm)

型號(節距3.175mm)型號(節距22.225m)

長度代號(節線長度381M)長度代號(9線長度2489.2m)

交錯雙面齒帶型式代號

(a)(b)

圖6-8同步帶標志舉例

(a)單面齒同步鉗■標志(b)雙面齒同丹帶標志

(2)爬齒和跳齒原因是同步帶通報的圓周力過大、帶與帶輪間的節距差值過大、帶

的初拉力過小等。

(3)帶齒的磨損原因是帶齒與輪齒的嚙合干預干與、帶的張緊力過大等。

(4)其他失效方法帶和帶輪的制造安裝誤差引起的帶輪棱邊磨損、帶與帶輪的節距

差值太大和嚙合齒數過少引起的帶齒剪切破壞、同步帶背的龜裂、承載繩抽出和包布層脫

落等。

在正常的事情條件下，同步帶傳動的設il準則是在不打滑的條件下，包管同步帶的抗

拉強度。在塵土雜質較多的條件下，則應包管帶齒的一定耐磨性。

2.同步帶傳動的設計盤笄步調

設計同步帶傳動的已知條件為：

Pm需要通報的名義功率：

心主從動輪的轉速或傳動比：

傳動部件的用途、事情情況和安裝位置等。

憑據以上條件，按以下步調進行設計盤算，詳細設計歷程請參照相關手冊。

(1)確定帶的設計功率；

(2)選擇帶型和節距；

(3)確定帶輪齒數和節圓直徑：

(4)確定同步帶的門線長度、齒數及傳動中心距：

(5)校驗同步帶和小帶輪的嚙合齒數：

(6)確定實際所需同步帶寬度；

(7)帶的事情能力驗算。

二、齒輪傳動

(一)齒輪傳動系統的總傳動比及其分派

設計機電一體化齒輪傳動系統，主要是研究它的動力學特性，從而得到高精度、高穩

定性、高速性、高可靠性和低噪聲的齒輪傳動系統。

1.最佳總傳動比

首先把傳動系統中的事情負載、慣性負載和摩擦負載綜合為系統的總負載，要領有：

(1)峰值綜合：若種種負載為非隨機性負載，將各負載的峰值取代數和。

(2)均方根綜合；若種種負載為隨機性負載，取各負我的均方根。

負載綜適時，要轉化到電機軸上，成為等效峰值綜合負載轉矩或等效均方根綜合負我

轉矩。使等效負載轉矩最小或負載加快度最大的總傳動比，即為最佳總傳動比。

2.總傳動比分派

齒輪系統的總傳動比確定后，憑據對傳動鏈的技能要求，選擇傳動方案，使驅動部件

和負載之間的轉矩、轉速到達公道匹配。若總傳動比力大，又禁絕備接納諧波、少齒差等

傳動，需要確定傳動級數，并在各級之間分派傳動比v單級傳動比增大使傳動系統簡化，

但大齒輪的尺寸增大會使整個傳動系統的輪廓尺寸變大。可按下述三種原則適當分級，并

在各級之間分派傳動比。

(1)最小等效轉動慣量原則

利用該原則所設計的齒輪傳動系統，換算到電機軸上的等效轉動慣量為最小。

圖6-9二級減速傳動

設有一小功率電機驅動的二級齒輪減速系統，如圖6-9所示。設其總傳動比為，?二/.也。

若先假設各主動小齒輪具有相同的轉動慣量，各齒輪均近似看成實心圓柱體，齒寬8、比

重y均相同，其轉動慣量為彳=慧"“，如不計軸和軸承的轉動慣量，則憑據系統動能穩

定的原則，等效到電機軸上的等效轉動慣量為：

*1zl/2

因為人=八=需d：,J2

32g32g32g

所以—O[6恁]圉工=0”

即

.?”I廣、

J則c=J|(l+“+丁+工)(6-2)

令決=0,則優”[-2片)=0,得到〃

的

其時i；?l,打工片/五，，”(〃/2)%=(拉，)％=(2產)%

對付〃級齒輪傳動系作同類闡發可得：

2"-11(.、岑

乙=2"”-"尸，/,=五1/2T,其中，攵=234…〃

(2)重量最輕原則

對付小功率傳動系統，使各級傳動比%=〃=八=...=折，即可使傳動裝置的重量最輕。

由于這個結論是在假定各主動小齒輪模數、齒數均相同的條件下導出的，故所有大齒輪的

齒數、模數也相同，每級齒輪副的中心距離也相同。上述結論對付大功率傳動系統是不適

用的，因其通報扭矩人，故要考慮齒輪模數、齒輪齒寬等參數要逐級增加的情況，此時應

憑據經驗、類比要領以及結構緊湊之要求進行綜合考慮。各級傳動比一般應以“先大后小”

原則處置懲罰。

(3)輸出軸轉角誤差最小原則

為了提高機電一體化系統中齒輪傳動系統通報運動的精度，各級傳動比應按“先小后

大”原則分派，以便低落齒輪的加工誤差、安裝誤差以及回轉誤差對輸出轉角精度的影響。

設齒輪傳動系統中各級齒輪的轉角誤差換算到末級輸出軸上的總轉角誤差為Mz，則

rr

=Z9玄'**")(6-3)

Jt=1

式中：△必一一第4個齒輪所具有的轉角誤差：

L一一第A?個齒輪的轉軸至第〃級輸出軸的傳動比。

好比對付一個四級齒輪傳動系統，設各齒輪的傳動誤差分別為△甌A。”…、、如，則換

算到末級輸出軸上的總轉角誤差為：

=他_+卜…內+-…內+-血+△由+岫(6-4)

i小MGLG

上述盤算對小功率傳動比力切合實際，而對付大功率傳動，由于轉矩較大，需要按其

它規矩進行盤算。

綜上所述，設計定軸齒輪傳動系統，在確定總傳動比、確定傳動級數和分派傳動比時，

要憑據系統的事情條件和功效要求，在考慮上述三個原則的同時，考慮其可行性和經濟性，

公道分派傳動比。

（-）齒輪傳動間隙的調解要領

常用的調解齒側間隙的要領有以下幾種。

1.圓柱齒輪傳動

（1）偏心套（軸）調解法如圖6-10所示，將相互嚙合的一對齒輪中的一個齒輪4裝在

電機輸出軸上，并將電機2安裝在偏心套1（或偏心軸）上，通過轉動偏心套（偏心軸）的轉角，

就可調治兩嚙合齒輪的中心距，從而消除圓柱齒輪正、反轉時的齒側間隙。特點是結構簡

樸，但其側隙不能自動賠償。

圖6-10偏心套式間隙消除機構

1一偏心套2—電動機3—減速箱4、5一減速齒輪

（2）軸向墊片調解法如圖6-11所示，齒輪1和2相嚙合，其分度圓弧齒厚沿軸線偏

向略有錐度，這樣就可以用軸向墊片3使齒輪2沿軸向移動，從而消除兩齒輪的齒側間隙。

裝配時軸向墊片3的厚度應使得齒輪1和2之間既齒側間隙小，運轉又靈活。特點同偏心

套（軸）調解法。

圖6-11圓柱齒輪軸向墊片間隙消除機構

（3）雙片薄齒輪錯齒調解法這種消除齒側間隙的要領是符其中一個做成寬齒輪，另

一個用兩片薄齒輪組成。接納步伐使一個薄齒輪的左齒側和另一個薄齒輪的右齒側分別緊

貼在寬齒輪齒槽的左、右兩側，以消除內側間隙，反向時不會出現死區，具體調解步伐如

下：

周向彈簧式（圖6-12）在兩個薄片齒輪2和4上各開了幾條周向圓弧槽，并在齒輪3

和4的端面上有安裝彈簧2的短柱10在彈簧2的作用卜使薄片齒輪3和4錯位而消除齒

側間隙。這種結構形式中的彈簧2的拉力必須足以克服驅動轉矩才氣起作用。因該要領受

到周向圓孤槽及彈簧尺寸限制，故僅適用于讀數裝置而不適用于驅動裝置。

可調拉簧式(圖6/3)在兩個薄片齒輪1和2上裝有凸耳3,彈簧的一端鉤在凸耳3

上，另一端鉤在螺釘7上。彈簧4的拉力巨細可用螺母5調治螺釘7的伸出長度，調解好

后再用螺母6鎖緊。

圖6-12薄片齒輪周向拉黃錯齒調隙機構圖6-13可調拉簧式調隙機構

2.斜齒輪傳動

消除斜齒輪傳動齒輪側隙的要領與.上述錯齒調解法根本柱同，也是用兩個薄片齒輪與

一個寬齒輪嚙合，只是在兩個薄片斜齒輪的中間離隔了一小段距離，這樣它的螺旋線便錯

開了。圖6-14a是薄片錯齒調解機構，其特點是結構比力簡樸，但調解較費時，且齒側間

隙不能自動賠償，圖6-l4b是軸向壓簧錯齒調解機構，其特點是齒側隙可以自動賠償，但

軸向尺寸較大，結構欠緊湊。

.t

(a)薄片錯齒調窗機何(b)軸向壓,錯齒調隙機構

圖6-14斜齒輪調隙機構

1、2—薄片齒輪3一寬齒輪4一調解摞母5一彈費6—生片

3.錐齒輪傳動

(1)軸向壓簧調解法軸向壓簧調解法原理如圖6-15,在錐齒輪4的傳動軸7上裝有

壓簧5,其軸向力巨細由螺母6調治。錐齒輪4在壓簧5的作用下可軸向移動，從而消除

了其與嚙合的錐齒輪I之間的齒側間隙。

(2)周向彈簧調解法周向彈簧調解法原理如圖6-16,將與錐齒輪3嚙合的齒輪做成

巨細兩片(1、2),在大片錐齒輪1上制有三個周向圓弧槽8,小片錐齒輪2的端面制有三個

可伸入槽8的凸爪7。彈簧5裝在槽8中，一端頂在凸爪7上，另一端頂在鑲在槽8中的

鑲塊4上。止動螺釘6裝配時用，安裝完畢將其卸下，則巨細片錐齒輪【、2在彈簧力作用

下錯齒，從而到達消除間隙的目的。

圖6-15錐齒輪軸向壓簧調隙機構圖6-16錐齒輪周向彈簧調隙機構

1.4一推齒輪2、3一鍵5—樂簧6—螺母7一軸I一大片推齒輪2—小片推齒輪3一推齒輪

4一鐲塊5一彈費6—止動螺燈7一凸爪8一衲

4.齒輪齒條傳動機構

在機電?體化產物中對仁大行程傳動機構往往接納齒輪齒條傳動，因為其剛度、精度

和事情性能不會因行程增大而明顯低落，但它與其它齒輪傳動一樣也存在齒側間隙，應接

納消隙步伐。

當傳動負載小時，可接納雙片薄齒輪錯飾調解法，使兩片薄齒輪的齒側分別緊貼齒條

的齒槽兩相應側面，以消除齒側間隙。

當傳動負載大時，可接納雙齒輪調解法。如圖6-17所示，小齒輪I、6分別與齒條7嚙合,

與小齒輪】、6同軸的大齒輪2、5分別與齒輪3嚙合，通過預載裝置4向齒輪3上

圖6-17齒輪齒條的雙齒輪調隙機構

1、6一小古輪2,5一大齒輪3一齒條4一預教裝置7一齒條

預加負載，使大齒輪2、5同時向兩個相反方何轉動，從而動員小齒輪1、6轉動，其齒面

便分別緊貼在齒條7上齒槽的左、右側，消除了齒側間隙。

三、諧波齒輪傳動

諧波齒輪傳動具有結構簡樸、傳動比大（幾十~幾百）、傳動精度高、I可程誤差小、噪聲

低、傳動平穩、承載能力強、效率高等優點，故在產業呆板人、航空、火箭等機電一體化

系統中日益得到遍及的應用。

（一）諧波齒輪傳動的事情原理

諧波傳動是創建在彈性變形理論底子上的一種新型傳動，它的出現為機器傳動技能帶

來了重大突破。圖6-18所示為諧波齒輪傳動的示意圖。它由三個主要構件所組成，即具有

內齒的剛輪1、具有外齒的柔輪2和波產生器3。這三個構件和少齒差行星傳動中的中心內

齒輪、行星輪和系桿相當。通常波產生器為主動件，而剛輪和柔輪之一為從動件，另一個

為牢固件。當波產生器裝入柔輪內孔時，由于前者的總長度略大于后者的內孔直徑，故柔

輪變為橢圓形，于是在橢圓的長軸兩端產生了柔輪與剛輪輪齒的兩個局部嚙合區：同時在

橢圓短軸兩端，兩輪輪齒則完全脫開。至于其余各處，則視柔輪回轉偏向的差異，或處于

嚙合狀態，或處于非嚙合狀態。當波產生器連續轉動時，柔輪是非軸的位置不停交化，從

而使輪齒的嚙合處和脫開處也隨之不停變革，于足在柔輪與剛輪之間就產生了相對位移，

從而通報運動。

在波產生器轉動一周期間，柔輪上一點變形的循環次數與波產生器上的凸起部位數是

一致的，稱為波數。常用的有兩波和三波兩種。為了有利于柔輪的力平衡和防備輪齒干預

干與，剛輪和柔輪的齒數差應即是波產生器波數（即波產生器上的滾輪數）的整倍數，通常

取為即是波數。

由于在諧波齒輪傳動歷程中，柔輪與剛輪的嚙合歷程與行星齒輪傳動類似，故其傳動

比可按周轉輪系的盤算要領求得。

圖6-18諧波齒輪嚙合原理

I一剛輪2—柔輪3一波產生器

（二）諧波齒輪傳動的傳動比盤算

與行星齒輪輪系傳動比的盤算相似，由于

產=

(6-5)

“3gZ,

式中：%、叫、3,分別為剛輪、柔輪和波形產生器的半速度:

Z,分別為剛輪和柔輪的齒數。

1.當柔輪牢固時，力，=0,則

—（6-6）

設z,.=200、Zg=202時，則，拗=101。結果為正值，說明剛輪與波形產生器轉向

相同。

2.當剛輪牢固時，36=0,則

設Z,=200、Zg=202時，則/用二一100。結果為負值，說明柔輪與波形產生器轉

向相反。

（三）諧波齒輪減速器產物及選用

目前尚無諧波減速器的國標，差異生產廠家尺度代號也不盡相同。以XB1型通用諧波

減速器為例，其標志代號如圖6-19所示。表6-2為XB1型通用諧波減速器產物系列。

例如：XBI—120—100-6—G：體現單級、臥式安裝，具有水平輸出軸，機型為120,

減速比為100,最大回差為6’,G體現油脂潤滑。

XB1----------------------------

------最大回差

------減速比

------機型（指柔輪內徑，單位為mm）

------單級、臥式安裝通用諧波減器

圖6-19諧波齒輪減速器標志示例

設計者也可憑據需要單獨購置差異減速比、差異輸出轉矩的諧波減速器中的三大構件

（如圖6-20所示），并憑據其安裝尺寸與系統的機器構件相聯結。圖6-21為小型諧波齒輪減

速器結構圖。

諧波齒輪減速機選用說明：

1.樣本中的圖表參數為尺度產物，用戶選型時需確定以下三項參數：

（1）傳動比或輸出轉速（r/min）

<2）減速機輸入功率（kw）

表6-2XBI諧波減速器部門技能參數

輸入轉速3000rpm輸入轉速150Crpm輸入轉速100frpm

機額定輸入額定輸入額定輸入

輸著力矩輸出轉速輸著力矩輸出轉速輸著力矩輸出轉速

型功率功率功率

電rpmT：n?rpmTn:rpm

UpkWpkWpkW

401.0750.0121.2380.0071.2250.005

2550L5600.0152.0300.0102.0200.006

632.0480.0152.5240.0102.5160.006

523.0580.0283.0290.0143.0190.009

32644.5470.0345.5230.0205.5160.014

805.0380.0306.5190.0206.5130.013

488.0630.0818.0310.0408.0210.027

6510460.07410230.03710150.025

-10

8012380.07312190.03612130.024

10015300.07317150.04017100.027

1615650.15815330.07915220.053

4815630.15115310.07615210.050

5820520.16720260.08320170.056

5920510.16420250.08220170.055

6120490.15820250.07920160.063

7825380.15525190.07725130.052

508025380.15125190.07625130.050

8325360.14625180.07325120.049

9530320.15333160.08433110.056

10030300.14533150.08033100.053

11830250.12333130.0683380.045

12030250.12133130.0663380.044

12530240.11638120.0734480.056

4825630.25225310.12625210.084

5125590.23725290.11825200.079

5830520.25030260.12530170.083

5930510.24630250.12330170.082

6230480.23430240.11730160.078

7340410.26540210.13240140.088

7540400.25840200.12940130.086

7840380.24840190.12440130.083

60

10050300.24255150.13355100.089

10550290.23055140.112755100.084

11850250.20562130.1277280.098

12050250.20162130.1257280.097

12650240.19262120.1197280.092

14850200.16362100.1017270.078

15050200.16162100.1007270.077

16050190.1516290.09-17260.073

486063603160210.187

506060603060200.180

526058602960190.173

617249722572160.177

657246722372150.166

751004010020100130.199

80

781003810019100130.192

801003810019100130.187

931203213016130110.209

981203113015130100.198

1001203013015130100.194

125120241501215080.180

波發法H

圖6-20諧波球速器三大構件圖6-21諧波減速器結構

（3）額定輸入轉速（r/nin）

2.如減速機輸入轉速是可調的，則在選用減速機型號時應分別確定：

事情條件為“恒功率”時按最低轉速選用機型：事情條件為“恒扭矩”時，按最

高轉速選用機型。訂貨時須說明是否與電機直聯，電機型號及參數。

3.選用減速機輸入功率出與輸出扭矩電的盤算：

Pc=PKA（6-8）

TC2=TKA（6-9）

式中：〃一減速機額定輸入功率（KW）

7一減速機額定輸出引矩（Nm）

凡一事情情況系數（見表6-3）

表6-3XB1諧波減速器事情情況系數

每日工作時間（小時）

原動機負荷性質

>1—2>2—10>10—24

輕微打擊

電動機中等打擊

較大打擊或慣性打擊

4.減速機輸出軸裝有齒輪、鏈輪、三角皮帶輪及平皮帶輪時，需要校驗軸伸的懸臂

負荷五門，校驗公式為

Fg=2TKJDFR（6-10）

式中：D—齒輪、鏈輪、皮帶輪的節圓直徑（m）

FR一懸臂負荷系數（：：三角皮帶輪FR=2：）

當懸臂負荷:小于或即是許用懸臂負荷尸（見表6-4）,即尸時,，即可通過。

表6-4XB1諧波齒輪減速機軸伸許用懸臂負荷

型號XB1-100XB1-120XBi-160XB1-200XB1-250

許用懸臂負荷F400D5000100001500017000

-5.如減速機使用在有可能產生過載的事情場所，應安裝過裝掩護裝置。

四、滾珠螺旋傳動

滾珠螺旋傳動是在絲杠和螺母滾道之間放人適量的滾珠，使螺紋間產生轉動摩擦。絲

杠轉動時，動員滾珠沿螺紋滾道轉動。螺母上設有返向器，與螺紋滾道組成滾珠的循環通

道。為了在滾珠與滾道之間形成無間隙甚至有過盈配合，可設置預緊裝置。為延長事情壽

命，可設置潤滑件和密封件。

滾珠螺旋傳動與滑動螺旋傳動或其它直線運動副相比，有下列特點：

（1）傳動效率高一般滾珠絲杠副的傳動效率達90%?95%,泯滅能量僅為滑動絲桿

的1/30

（2）運動平穩轉動摩擦系數靠近常數，啟動與事情摩擦力矩差異很小。啟動時無打

擊，預緊后可消除間隙產生過盈，提高打仗剛度和傳動精度。

（3）事情壽命長滾珠絲杠螺母副的摩擦外貌為高硬度（HRC58—62）、高精度，具有

較長的事情壽命和精度保持性。壽命約為滑動絲桿副的4?10倍以上。

（4）定位精度和重復定位精度高由于滾珠絲桿副摩擦小、溫升小、無爬行、無間隙，

通過預緊進行預拉伸以賠償熱膨脹。因此可到達較高的定位精度和重復定位精度。

（5）同步性好用幾套相同的滾珠絲桿副同時傳動幾個相同的運動部件，可得到較好

的同步運動。

（6）可靠性高潤滑密封裝置結構簡樸，維修方便。

（7）不能自鎖用丁?垂苴傳動時，必須在系統中附加門領或制動裝置.

（8）制造工藝龐大滾珠絲桿和螺母等零件加工精度、外貌粗糙度要求高，故制造

本錢較高。

（一）事情原理與結構

如圖6-22所示，絲杠和螺母的螺紋滾道間裝有承載滾珠，當絲杠或螺母轉動時，滾珠

沿螺紋滾道轉動，則絲杠與螺母之間相對運動時產生轉動摩擦，為防備滾珠從滾道中滾出，

在螺母的螺旋槽兩端設有回程引導裝置，它們與螺紋滾道形成循環回路，使滾珠在螺母滾

道內循環。

圖6-22滾珠絲桿副結構

滾珠絲杠副中滾珠的循環方法有內循環和外循環二種。

內循環內循環方法的滾珠在循環歷程中始終與絲桿外貌保持打仗，在螺母的側面孔

內裝有接通相鄰滾道的反向器，利用反向器引導滾珠越過絲桿的螺紋頂部進入相鄰滾道，

形成一個循環回路。一般在同一螺母上裝有2-4個滾珠用反向器，并沿螺母圓周均勻漫衍。

內循環方法的優點是滾珠循環的回路短、流暢性好、效率高、螺母的徑向尺寸也較小。其

不敷之處是反向器加工困難、裝配調解也不方便。

外循環外循環方法中的滾珠在循環返向時，離開絲杠螺紋滾道，在螺母體內或體外

作循環運動。從結構上看，外循環有以下三種形式，即螺旋槽式、插管式和端蓋式。圖6-23

為端蓋式循環和插管循環原理圖。由于滾珠絲杠副的應用越來越廣，對其研究也更深入，

為了提高其承載能力，開發出了新型的滾珠循環方法（UHD）（圖6-24b）,為了提高回轉

精度，一種無螺母的絲杠副（圖6-24c）被研制樂成。

（二）滾珠絲杠副軸向間隙的調解和施加預緊力的要領

滾珠絲杠副除了對自己單一偏向的傳動精度有要求外，對其軸向間隙也有嚴格要求，

以包管其反向傳動精度。滾珠絲杠副的軸向間隙是承載時在滾珠與滾道型面打仗點的彈性

a）端蓋循環b）插管循環

圖6-23絲杠螺母結構

a）通用方法b)UHD方法c）新型“螺新”

圖6-24滾珠的排列方法和新型絲杠螺母結構

變形所引起的螺母位移量和螺母原有間隙的總和。通常接納雙螺母預緊或單螺母（大滾珠、

大導程）的要領，把彈性變形控制在最小限度內，以減小或消除軸向間隙，并可以提高滾

珠絲杠副的剛度。

1.雙螺母預緊原理

雙螺母預緊原理如圖6-25所示，是在兩個螺母之間加墊片來消除絲杠和螺母之間的間

圖6-25雙螺母預緊原理

隙。憑據墊片厚度差異分成兩種形式，當墊片厚度較厚時即產生“預拉應力”，而當墊片厚

度較薄時即產生“預壓應力”以消除軸向間隙。

2.單螺母預緊原理（增大滾珠直徑法）

單螺母預緊原理如圖6-26所示，為了賠償滾道的間隙，設計時將滾珠的尺寸適當增大,

使其4點打仗，產生預緊力，為了提高事情性能，可以在承載滾珠之間參加隔斷鋼球。

3.單螺母預緊原理（偏置導程法）

偏置導程法原理如圖6-27所示，僅僅是在螺母中部將其導程增加一個預壓量以到

達預緊的目的。

圖6-27單螺母預緊原理（偏置導程法）

（三）滾珠絲杠副的軸向彈性變形

滾珠絲杠受軸向載荷后，滾珠和滾道面將產生彈性變形，軸向彈性變形量必與軸向載

荷匕之間的干系與轉動軸承的盤算相同，憑據Herz的點打仗理論，2和￡滿足下式:

6a?不(6-H)

1.單螺母預緊（無預緊）的軸向彈性變形2

(6-12)

式中：。一鋼球和滾道的打仗角（45。）：

。，一鋼球直徑（mm）：

。一單個鋼球所受載荷（N）；

Q=10xFa/Zsina

z一鋼球數；

自一和精度、結構有關的系數。

2.雙螺母預緊時的軸向變形量

如圖6-28所示，對兩個螺母A和B施加預緊力心后，螺母人B均變形至X點。如果這時

作用有外力乃，則螺母A從X點向XI點、螺母B從X點向X2點移動(圖6-29)。由于夕和尼成

正比干系，假設其比例系數為%則有/,=狂1>3,并且螺母A和B的變形量分別為：

“=kF產(6-13)

b=女產2/3(6-14)

圖6-28雙螺母預緊圖6-29預壓曲線

由于在外力死作用下螺母A和B的變形量相同(偏向相反)，所以

2一%

=3ao-SB(6-15)

并且，當僅有外力死作用時，FA-F,=Fa

隨著死的增加使片靠近零時，則外力險些全被螺母A吸收。

其時,=0，kF嚴-kF」'、=kF產

F產=2寸

匕=般鼠?3Fg

(6-16)

又因為以-2.=%,所以

(6-17)

因此，當施加鎖緊力的3倍的軸向載荷時，預緊滾珠絲杠即變形量僅為無預緊滾珠絲杠

副的二分之一，即剛度增加了一倍(見圖6-30)。剛度K可寫成：

式中：K—剛度(N/um)；

匕一軸向載荷（N）：

晨一預緊絲杠副的軸向彈性變形量（〃⑼；

心一預緊載荷（N）：

4一無預緊絲杠副的軸向彈性變形量（〃加。

軸向載荷

圖6-30笄性變形曲線

目前制造的單螺母式滾珠絲杠副的軸向間隙達0.05mm,而雙螺母式的經加預緊力調解

后根本上能消除軸向間隙。應用該要領消除軸向間隙時應注意以下兩點：

（1）預緊力巨細必須符合，過小不能包管無隙傳動：過上將使驅動力矩增大，效率

低落，壽命縮短。預緊力應不凌駕最大軸向負載的1/3。

（2）要特別注意減小絲杠安裝部門和驅動部門的間隙，這些間隙用預緊的要領是無法

消除的，而它對傳動精度有直接影響。

（四）滾珠絲杠副的主要尺寸、精度品級和標注要領

1.主要尺寸滾珠絲杠副的主要尺寸及其盤算公式見表6-5。

2.-82《滾珠絲杠副精度》尺度劃定分為六個品級：C、D、E、F、G、H.C級最高,

H級最低。滾珠絲杠副精度包羅各元件的制造精度和裝配后的綜合精度，如：絲杠公稱直

徑尺寸變更量、絲杠和螺母的外貌粗糙度、絲杠大徑對螺紋用線的徑向圓跳動、導程