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机械工程施工技术882020年4月19日文档仅供参考第六章 机械技术第一节 概述 机电一体化系统的机械系统是由计算机信息网络协调与控制的,与一般的机械系统相比,除要求具有较高的定位精度之外,还应具有良好的动态响应特性,就是说响应要快、稳定性要好。一个典型的机电一体化系统一般由控制部件、接口电路、功率放大电路、执行元件、机械传动部件、导向支承部件,以及检测传感部件等部分组成。这里所说的机械系统,般由减速装置、丝杠螺母副、蜗轮蜗杆副等各种线性传动部件以及连杆机构、凸轮机构等非线性传动部件、导向支承部件、旋转支承部件、轴系及架体等机构组成。为确保机械系统的传动精度和工作稳定性,一般对机电一体化系统提出以下要求: (1) 高精度 精度直接影响产品的质量,特别是机电一体化产品,其技术性能、工艺水平和功能比普通的机械产品都有很大的提高,因此机电一体化机械系统的高精度是其首要的要求。如果机械系统的精度不能满足要求,则无论机电一体化产品其它系统工作怎样精确,也无法完成其预定的机械操作。 (2) 快速响应性 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,这样控制系统才能及时根据机械系统的运行状态信息,下达指令,使其准确地完成任务。 (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。 另外还要求机械系统具有较大的刚度,良好的耐磨、减摩性和可靠性,消震和低噪音,重量轻、体积小、寿命长。 本章将机电一体化机械系统分成机械传动和支承部件两大部分,分别介绍较典型的传动部件、旋转和导向支承部件等的总体布局、机构选型、结构设计的优化等基本问题。第二节 机械传动一、 同步带传动 同步带传动早在19 已有人研究并多次提出专利,但其实用化却是在二次世界大战以后。由于同步带是一种兼有链、齿轮、三角胶带优点的传动零件,随着二次大战后工业的发展而得到重视,于1940年由美国尤尼罗尔(Unirayal)橡胶公司首先加以开发。1946年辛加公司把同步带用于缝纫机针和缠线管的同步传动上,取得显著效益,并被逐渐引用到其它机械传动上。同步带传动的开发和应用,至今仅60余年,但在各方面已取得迅速进展。 (一)分类 1按用途分 (1) 一般工业用同步带传动 即梯形齿同步带传动(图6-1)。它主要用于中、小功率的同步带传动,如各种仪器、计算机、轻工机械中均采用这种同步带传动。(2) 高转矩同步带传动 又称HTD带(High Torque Drive)或STPD带传动(Super Torque Positive Drive)。由于其齿形呈圆弧状(图6-2),在中国通称为圆弧齿同步带传动。它主要用于重型机械的传动中,如运输机械(飞机、汽车)、石油机械和机床、发电机等的传动。图6-1 同步带传动 (3) 特种规格的同步带传动 这是根据某种机器特殊需要而采用的特种规格同步带传动,如工业缝纫机用的、汽车发动机用的同步带传动。 (4) 特殊用途的同步带传动 即为适应特殊工作环境制造的同步带。 2. 按规格制度分 (1) 模数制 同步带主要参数是模数m(与齿轮相同),根据不同的模数数值来确定带的型号及结构参数。在60年代该种规格制度曾应用于日、意、苏等国,后随国际交流的需要,各国同步带规格制度逐渐统一到节距制。当前仅前苏联及东欧各国仍采用模数制。图6-2 同步带截面形状Pb节距 ht齿厚 hs带厚(2) 节距制 即同步带的主要参数是带齿节距,按节距大小不同,相应带、轮有不同的结构尺寸。该种规格制度当前被列为国际标准。 由于节距制来源于英、美,其计量单位为英制或经换算的公制单位。 (3) DIN米制节距 DIN米制节距是德国同步带传动国家标准制定的规格制度。其主要参数为齿节距,但标准节距数值不同于ISO节距制,计量单位为公制。在中国,由于德国进口设备较多,故DIN米制节距同步带在中国也有应用。随着人们对齿形应力分布的解析,开发出了传递功率更大的圆弧齿(图6-3b),紧接着人们根据渐开线的展成运动,又开发出了与渐开线相近似的多圆弧齿形,使带齿和带轮能更好的啮合(图6-3c),使得同步带传动啮合性能和传动性能得到进一步优化,且传动变得更平稳、精确、噪音更小。三种齿形传递能力、噪音水平、打滑扭矩的比较如图6-4。 a) b) c)图6-3 同步带齿形的变迁a梯形齿 b圆弧齿 c近似渐开线齿图6-4 三种齿形比较(二) 同步带传动的优缺点1工作时无滑动,有准确的传动比同步带传动是一种啮合传动,虽然同步带是弹性体,但由于其中承受负载的承载绳具有在拉力作用下不伸长的特性,故能保持带节距不变,使带与轮齿槽能正确啮合,实现无滑差的同步传动,获得精确的传动比。 2传动效率高,节能效果好 由于同步带作无滑动的同步传动,故有较高的传动效率,一般可达0.98。它与三角带传动相比,有明显的节能效果。 3传动比范围大,结构紧凑 同步带传动的传动比一般可达到l0左右,而且在大传动比情况下,其结构比三角带传动紧凑。因为同步带传动是啮合传动,其带轮直径比依靠摩擦力来传递动力的三角带带轮要小得多,另外由于同步带不需要大的张紧力,使带轮轴和轴承的尺寸都可减小。因此与三角带传动相比,在同样的传动比下,同步带传动具有较紧凑的结构。 4维护保养方便,运转费用低 由于同步带中承载绳采用伸长率很小的玻璃纤维、钢丝等材料制成,故在运转过程中带伸长很小,不需要像三角带、链传动等需经常调整张紧力。另外,同步带在运转中也不需要任何润滑,因此维护保养很方便,运转费用比三角带、链、齿轮要低得多。 5恶劣环境条件下仍能正常工作尽管同步带传动与其它传动相比有以上优点,但它对安装时的中心距要求等方面极其严格,同时制造工艺复杂、制造成本高。 (三) 同步带的结构和尺寸规格1同步带结构如图6-5所示,同步带一般由承载绳、带齿、带背和包布层组成。 工业用同步带带轮及截面形状如图6-6、图6-7所示。1243图6-5 同步带结构1带背 2承载绳 3带齿 4包布带 图6-6 常见同步带轮结构a)RPP同步带b)梯形齿同步带c)圆弧齿同步带 d)梯形齿双面同步带e)圆弧齿双面同步带f)交错双面齿同步带图6-7 常见同步带结构 2同步带规格型号 根据国标GB/T11616-1989、GB/T11362-1989,中国同步带型号及标记方法分别如表6-1和图6-8所示。 (四) 同步带的设计计算 1失效形式和计算准则 同步带传动主要失效形式有:(1) 承载绳断裂 原因是带型号过小和小带轮直径过小等。表6-1 同步带型号型 号名 称节 距mminMXL(Minima Extra Light)XXL(Extra Extra Light)XL(Extra Light)L(Light)H(Heavy)XH(Extra Heavy)XXH(Double Extra Heavy)最轻型超轻型特轻型轻 型重 型特重型最重型2.0323.1755.0809.52512.70022.22531.7500.080.125(1/8)0.200(1/4)0.375(3/8)0.5(1/2)0.875(7/8)1.25(a) (b)图6-8 同步带标记举例(a) 单面齿同步带标记 (b) 双面齿同步带标记 (2) 爬齿和跳齿 原因是同步带传递的圆周力过大、带与带轮间的节距差值过大、带的初拉力过小等。 (3) 带齿的磨损 原因是带齿与轮齿的啮合干涉、带的张紧力过大等。 (4) 其它失效方式 带和带轮的制造安装误差引起的带轮棱边磨损、带与带轮的节距差值太大和啮合齿数过少引起的带齿剪切破坏、同步带背的龟裂、承载绳抽出和包布层脱落等。 在正常的工作条件下,同步带传动的设计准则是在不打滑的条件下,保证同步带的抗拉强度。在灰尘杂质较多的条件下,则应保证带齿的一定耐磨性。 2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;传动部件的用途、工作环境和安装位置等。根据以上条件,按以下步骤进行设计计算,详细设计过程请参照相关手册。(1) 确定带的设计功率;(2) 选择带型和节距;(3) 确定带轮齿数和节圆直径;(4) 确定同步带的节线长度、齿数及传动中心距;(5) 校验同步带和小带轮的啮合齿数;(6) 确定实际所需同步带宽度;(7) 带的工作能力验算。二、齿轮传动 (一) 齿轮传动系统的总传动比及其分配 设计机电一体化齿轮传动系统,主要是研究它的动力学特性,从而获得高精度、高稳定性、高速性、高可靠性和低噪声的齿轮传动系统。 1最佳总传动比 首先把传动系统中的工作负载、惯性负载和摩擦负载综合为系统的总负载,方法有: (1) 峰值综合:若各种负载为非随机性负载,将各负载的峰值取代数和。 (2) 均方根综合:若各种负载为随机性负载,取各负载的均方根。 负载综合时,要转化到电机轴上,成为等效峰值综合负载转矩或等效均方根综合负载转矩。使等效负载转矩最小或负载加速度最大的总传动比,即为最佳总传动比。 2总传动比分配 齿轮系统的总传动比确定后,根据对传动链的技术要求,选择传动方案,使驱动部件和负载之间的转矩、转速达到合理匹配。若总传动比较大,又不准备采用谐波、少齿差等传动,需要确定传动级数,并在各级之间分配传动比。单级传动比增大使传动系统简化,但大齿轮的尺寸增大会使整个传动系统的轮廓尺寸变大。可按下述三种原则适当分级,并在各级之间分配传动比。(1) 最小等效转动惯量原则利用该原则所设计的齿轮传动系统,换算到电机轴上的等效转动惯量为最小。图6-9 二级减速传动设有一小功率电机驱动的二级齿轮减速系统,如图6-9所示。设其总传动比为。若先假设各主动小齿轮具有相同的转动惯量,各齿轮均近似看成实心圆柱体,齿宽、比重均相同,其转动惯量为,如不计轴和轴承的转动惯量,则根据系统动能不变的原则,等效到电机轴上的等效转动惯量为:(6-1)因为 ,因此 ,即 ,(6-2) 令 ,则 ,得到 当时, 对于级齿轮传动系作同类分析可得: ,其中,(2) 重量最轻原则 对于小功率传动系统,使各级传动比,即可使传动装置的重量最轻。由于这个结论是在假定各主动小齿轮模数、齿数均相同的条件下导出的,故所有大齿轮的齿数、模数也相同,每级齿轮副的中心距离也相同。上述结论对于大功率传动系统是不适用的,因其传递扭矩大,故要考虑齿轮模数、齿轮齿宽等参数要逐级增加的情况,此时应根据经验、类比喻法以及结构紧凑之要求进行综合考虑。各级传动比一般应以”先大后小”原则处理。(3) 输出轴转角误差最小原则为了提高机电一体化系统中齿轮传动系统传递运动的精度,各级传动比应按”先小后大”原则分配,以便降低齿轮的加工误差、安装误差以及回转误差对输出转角精度的影响。设齿轮传动系统中各级齿轮的转角误差换算到末级输出轴上的总转角误差为,则(6-3)式中:第个齿轮所具有的转角误差; 第个齿轮的转轴至第级输出轴的传动比。 比如对于一个四级齿轮传动系统,设各齿轮的传动误差分别为,则换算到末级输出轴上的总转角误差为:(6-4) 上述计算对小功率传动比较符合实际,而对于大功率传动,由于转矩较大,需要按其它法则进行计算。 综上所述,设计定轴齿轮传动系统,在确定总传动比、确定传动级数和分配传动比时,要根据系统的工作条件和功能要求,在考虑上述三个原则的同时,考虑其可行性和经济性,合理分配传动比。 (二) 齿轮传动间隙的调整方法 常见的调整齿侧间隙的方法有以下几种。 1圆柱齿轮传动 (1) 偏心套(轴)调整法 如图6-10所示,将相互啮合的一对齿轮中的一个齿轮4装在电机输出轴上,并将电机2安装在偏心套1(或偏心轴)上,经过转动偏心套(偏心轴)的转角,就可调节两啮合齿轮的中心距,从而消除圆柱齿轮正、反转时的齿侧间隙。特点是结构简单,但其侧隙不能自动补偿。图6-10 偏心套式间隙消除机构1偏心套 2电动机 3减速箱 4、5减速齿轮 (2) 轴向垫片调整法 如图6-11所示,齿轮1和2相啮合,其分度圆弧齿厚沿轴线方向略有锥度,这样就能够用轴向垫片3使齿轮2沿轴向移动,从而消除两齿轮的齿侧间隙。装配时轴向垫片3的厚度应使得齿轮1和2之间既齿侧间隙小,运转又灵活。特点同偏心套(轴)调整法。图6-11 圆柱齿轮轴向垫片间隙消除机构(3) 双片薄齿轮错齿调整法 这种消除齿侧间隙的方法是将其中一个做成宽齿轮,另一个用两片薄齿轮组成。采取措施使一个薄齿轮的左齿侧和另一个薄齿轮的右齿侧分别紧贴在宽齿轮齿槽的左、右两侧,以消除齿侧间隙,反向时不会出现死区,具体调整措施如下:周向弹簧式(图6-12) 在两个薄片齿轮2和4上各开了几条周向圆弧槽,并在齿轮3和4的端面上有安装弹簧2的短柱1。在弹簧2的作用下使薄片齿轮3和4错位而消除齿侧间隙。这种结构形式中的弹簧2的拉力必须足以克服驱动转矩才能起作用。因该方法受到周向圆弧槽及弹簧尺寸限制,故仅适用于读数装置而不适用于驱动装置。 可调拉簧式(图6-13) 在两个薄片齿轮1和2上装有凸耳3,弹簧的一端钩在凸耳3上,另一端钩在螺钉7上。弹簧4的拉力大小可用螺母5调节螺钉7的伸出长度,调整好后再用螺母6锁紧。 图6-12 薄片齿轮周向拉簧错齿调隙机构 图6-13 可调拉簧式调隙机构2斜齿轮传动消除斜齿轮传动齿轮侧隙的方法与上述错齿调整法基本相同,也是用两个薄片齿轮与一个宽齿轮啮合,只是在两个薄片斜齿轮的中间隔开了一小段距离,这样它的螺旋线便错开了。图6-14a是薄片错齿调整机构,其特点是结构比较简单,但调整较费时,且齿侧间隙不能自动补偿,图6-14b是轴向压簧错齿调整机构,其特点是齿侧隙能够自动补偿,但轴向尺寸较大,结构欠紧凑。(a) 薄片错齿调隙机构 (b) 轴向压簧错齿调隙机构图6-14 斜齿轮调隙机构1、2薄片齿轮 3宽齿轮 4调整螺母 5弹簧 6垫片3锥齿轮传动(1) 轴向压簧调整法 轴向压簧调整法原理如图6-15,在锥齿轮4的传动轴7上装有压簧5,其轴向力大小由螺母6调节。锥齿轮4在压簧5的作用下可轴向移动,从而消除了其与啮合的锥齿轮l之间的齿侧间隙。 (2) 周向弹簧调整法 周向弹簧调整法原理如图6-16,将与锥齿轮3啮合的齿轮做成大小两片(1、2),在大片锥齿轮1上制有三个周向圆弧槽8,小片锥齿轮2的端面制有三个可伸入槽8的凸爪7。弹簧5装在槽8中,一端顶在凸爪7上,另一端顶在镶在槽8中的镶块4上。止动螺钉6装配时用,安装完毕将其卸下,则大小片锥齿轮1、2在弹簧力作用下错齿,从而达到消除间隙的目的。 图6-15 锥齿轮轴向压簧调隙机构 图6-16 锥齿轮周向弹簧调隙机构1、4锥齿轮 2、3键 5压簧 6螺母 7轴 1大片锥齿轮 2小片锥齿轮 3锥齿轮4镶块 5弹簧 6止动螺钉 7凸爪 8槽 4齿轮齿条传动机构 在机电一体化产品中对于大行程传动机构往往采用齿轮齿条传动,因为其刚度、精度和工作性能不会因行程增大而明显降低,但它与其它齿轮传动一样也存在齿侧间隙,应采取消隙措施。 当传动负载小时,可采用双片薄齿轮错齿调整法,使两片薄齿轮的齿侧分别紧贴齿条的齿槽两相应侧面,以消除齿侧间隙。当传动负载大时,可采用双齿轮调整法。如图6-17所示,小齿轮1、6分别与齿条7啮合,与小齿轮1、6同轴的大齿轮2、5分别与齿轮3啮合,经过预载装置4向齿轮3上图6-17 齿轮齿条的双齿轮调隙机构 1、6小齿轮 2、5大齿轮 3齿条 4预载装置 7齿条预加负载,使大齿轮2、5同时向两个相反方何转动,从而带动小齿轮1、6转动,其齿面便分别紧贴在齿条7上齿槽的左、右侧,消除了齿侧间隙。三、谐波齿轮传动 谐波齿轮传动具有结构简单、传动比大(几十几百)、传动精度高、回程误差小、噪声低、传动平稳、承载能力强、效率高等优点,故在工业机器人、航空、火箭等机电一体化系统中日益得到广泛的应用。 (一)谐波齿轮传动的工作原理谐波传动是建立在弹性变形理论基础上的一种新型传动,它的出现为机械传动技术带来了重大突破。图6-18所示为谐波齿轮传动的示意图。它由三个主要构件所组成,即具有内齿的刚轮l、具有外齿的柔轮2和波发生器3。这三个构件和少齿差行星传动中的中心内齿轮、行星轮和系杆相当。一般波发生器为主动件,而刚轮和柔轮之一为从动件,另一个为固定件。当波发生器装入柔轮内孔时,由于前者的总长度略大于后者的内孔直径,故柔轮变为椭圆形,于是在椭圆的长轴两端产生了柔轮与刚轮轮齿的两个局部啮合区;同时在椭圆短轴两端,两轮轮齿则完全脱开。至于其余各处,则视柔轮回转方向的不同,或处于啮合状态,或处于非啮合状态。当波发生器连续转动时,柔轮长短轴的位置不断交化,从而使轮齿的啮合处和脱开处也随之不断变化,于是在柔轮与刚轮之间就产生了相对位移,从而传递运动。 在波发生器转动一周期间,柔轮上一点变形的循环次数与波发生器上的凸起部位数是一致的,称为波数。常见的有两波和三波两种。为了有利于柔轮的力平衡和防止轮齿干涉,刚轮和柔轮的齿数差应等于波发生器波数(即波发生器上的滚轮数)的整倍数,一般取为等于波数。 由于在谐波齿轮传动过程中,柔轮与刚轮的啮合过程与行星齿轮传动类似,故其传动比可按周转轮系的计算方法求得。图6-18 谐波齿轮啮合原理1刚轮 2柔轮 3波发生器(二)谐波齿轮传动的传动比计算与行星齿轮轮系传动比的计算相似,由于(6-5) 式中:、分别为刚轮、柔轮和波形发生器的角速度; 、分别为刚轮和柔轮的齿数。 1. 当柔轮固定时,则, (6 -6 ) 设、时,则。结果为正值,说明刚轮与波形发生器转向相同。2. 当刚轮固定时,则, (6-7)设、时,则。结果为负值,说明柔轮与波形发生器转向相反。(三)谐波齿轮减速器产品及选用当前尚无谐波减速器的国标,不同生产厂家标准代号也不尽相同。以XBl型通用谐波减速器为例,其标记代号如图6-19所示。表6-2为XBl型通用谐波减速器产品系列。例如:XB11201006G:表示单级、卧式安装,具有水平输出轴,机型为120,减速比为l 00,最大回差为6,G表示油脂润滑。图6-19 谐波齿轮减速器标记示例 设计者也可根据需要单独购买不同减速比、不同输出转矩的谐波减速器中的三大构件(如图6-20所示),并根据其安装尺寸与系统的机械构件相联结。图6-21为小型谐波齿轮减速器结构图。谐波齿轮减速机选用说明:1. 样本中的图表参数为标准产品,用户选型时需确定以下三项参数: (1)传动比或输出转速(r/min) (2)减速机输入功率(kw)表6-2 XB1谐波减速器部分技术参数机型减速比u输入转速 3000 rpm输入转速 1500 rpm输入转速 1000 rpm输出力矩T2 N.m输出转速n2 rpm额定输入功率p kW输出力矩T2 N.m输出转速n2 rpm额定输入功率p kW输出力矩T2 N.m输出转速n2 rpm额定输入功率p kW254050631.01.52.0 7560480.0120.0150.015 1.22.02.5 383024 0.0070.0100.010 1.22.02.5 252016 0.0050.0060.006 325264803.04.55.0 584738 0.0280.0340.030 3.05.56.5 292319 0.0140.0200.020 3.05.56.5 191613 0.0090.0140.013 404865801008.0101215 63463830 0.0810.0740.0730.073 8.0101217 31231915 0.0400.0370.0360.040 8.0101217 21151310 0.0270.0250.0240.027 5046485859617880839510011812012515152020202525253030303030 65635251493838363230252524 0.1580.1510.1670.1640.1580.1550.1510.1460.1530.1450.1230.1210.116 15152020202525253333333338 33312625251919181615131312 0.0790.0760.0830.0820.0790.0770.0760.0730.0840.0800.0680.0660.073 15152020202525253333333344 22211717161313121110888 0.0530.0500.0560.0550.0630.0520.0500.0490.0560.0530.0450.0440.056 60485158596273757810010511812012614815016025253030304040405050505050505050 63595251484140383029252524202019 0.2520.2370.2500.2460.2340.2650.2580.2480.2420.2300.2050.2010.1920.1630.1610.151 25253030304040405555626262626262 31292625242120191514131312 10109 0.1260.1180.1250.1230.1170.1320.1290.1240.1330.11270.1270.1250.1190.1010.1000.094 25253030304040405555727272727272 21201717161413131010888776 0.0840.0790.0830.082 0.0780.0880.0860.0830.0890.0840.0980.0970.0920.0780.0770.073 80485052616575788093981001256060607272100100100120120120120636058494640383832313024 0.5610.5390.5180.5300.4970.5980.5750.5610.5790.5500.5390.43160606072721001001001301301301503130292523201919161515120.2800.1690.2590.2650.2490.2990.2880.2810.3140.2980.2920.2696060607272100100100130130130150212019161513131311101080.1870.1800.1730.1770.1660.1990.1920.1870.2090.1980.1940.180 图6-20 谐波减速器三大构件 图6-21 谐波减速器结构 (3)额定输入转速(r/min)2. 如减速机输入转速是可调的,则在选用减速机型号时应分别确定:工作条件为”恒功率”时按最低转速选用机型;工作条件为”恒扭矩”时,按最高转速选用机型。订货时须说明是否与电机直联,电机型号及参数。3. 选用减速机输入功率与输出扭矩的计算:(6-8)(6-9)式中:P 减速机额定输入功率(KW) T 减速机额定输出扭矩(Nm)KA 工作情况系数(见表6-3)表6-3 XB1谐波减速器工作情况系数原动机负荷性质每 日 工 作 时 间 (小时)122101024电动机轻微冲击1.001.301.50中等冲击1.301.501.75较大冲击或惯性冲击1.501.752.004. 减速机输出轴装有齿轮、链轮、三角皮带轮及平皮带轮时,需要校验轴伸的悬臂负荷,校验公式为(6-10)式中:D齿轮、链轮、皮带轮的节圆直径(m)FR悬臂负荷系数(齿轮FR=1.5;链轮FR=1.2;三角皮带轮FR=2;平皮带轮FR=2.5)当悬臂负荷小于或等于许用悬臂负荷(见表6-4),即时, 即可经过。表6-4 XB1谐波齿轮减速机轴伸许用悬臂负荷型 号XB1-100XB1-120XB1-160XB1-200XB1-250许用悬臂负荷F400050001000015000170005. 如减速机使用在有可能发生过载的工作场合,应安装过载保护装置。四、滚珠螺旋传动 滚珠螺旋传动是在丝杠和螺母滚道之间放人适量的滚珠,使螺纹间产生滚动摩擦。丝杠转动时,带动滚珠沿螺纹滚道滚动。螺母上设有返向器,与螺纹滚道构成滚珠的循环通道。为了在滚珠与滚道之间形成无间隙甚至有过盈配合,可设置预紧装置。为延长工作寿命,可设置润滑件和密封件。 滚珠螺旋传动与滑动螺旋传动或其它直线运动副相比,有下列特点:(1)传动效率高 一般滚珠丝杠副的传动效率达9095,耗费能量仅为滑动丝杆的1/3。 (2)运动平稳 滚动摩擦系数接近常数,启动与工作摩擦力矩差别很小。启动时无冲击,预紧后可消除间隙产生过盈,提高接触刚度和传动精度。(3)工作寿命长 滚珠丝杠螺母副的摩擦表面为高硬度(HRC5862)、高精度,具有较长的工作寿命和精度保持性。寿命约为滑动丝杆副的410倍以上。 (4)定位精度和重复定位精度高 由于滚珠丝杆副摩擦小、温升小、无爬行、无间隙,经过预紧进行预拉伸以补偿热膨胀。因此可达到较高的定位精度和重复定位精度。 (5)同步性好 用几套相同的滚珠丝杆副同时传动几个相同的运动部件,可得到较好的同步运动。 (6)可靠性高 润滑密封装置结构简单,维修方便。 (7)不能自锁 用于垂直传动时,必须在系统中附加自锁或制动装置。(8)制造工艺复杂 滚珠丝杆和螺母等零件加工精度、表面粗糙度要求高,故制造成本较高。(一)工作原理与结构如图6-22所示,丝杠和螺母的螺纹滚道间装有承载滚珠,当丝杠或螺母转动时,滚珠沿螺纹滚道滚动,则丝杠与螺母之间相对运动时产生滚动摩擦,为防止滚珠从滚道中滚出,在螺母的螺旋槽两端设有回程引导装置,它们与螺纹滚道形成循环回路,使滚珠在螺母滚道内循环。图6-22 滚珠丝杆副结构滚珠丝杠副中滚珠的循环方式有内循环和外循环二种。内循环 内循环方式的滚珠在循环过程中始终与丝杆表面保持接触,在螺母的侧面孔内装有接通相邻滚道的反向器,利用反向器引导滚珠越过丝杆的螺纹顶部进入相邻滚道,形成一个循环回路。一般在同一螺母上装有24个滚珠用反向器,并沿螺母圆周均匀分布。内循环方式的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。其不足之处是反向器加工困难、装配调整也不方便。外循环 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。从结构上看,外循环有以下三种形式,即螺旋槽式、插管式和端盖式。图6-23为端盖式循环和插管循环原理图。由于滚珠丝杠副的应用越来越广,对其研究也更深入,为了提高其承载能力,开发出了新型的滚珠循环方式(UHD)(图6-24b),为了提高回转精度,一种无螺母的丝杠副(图6-24c)被研制成功。(二)滚珠丝杠副轴向间隙的调整和施加预紧力的方法滚珠丝杠副除了对本身单一方向的传动精度有要求外,对其轴向间隙也有严格要求,以保证其反向传动精度。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 a) 端盖循环 b) 插管循环图6-23 丝杠螺母结构a) 通用方式 b) UHD方式 c) 新型”螺母”图6-24 滚珠的排列方式和新型丝杠螺母结构变形所引起的螺母位移量和螺母原有间隙的总和。一般采用双螺母预紧或单螺母(大滚珠、大导程)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,并能够提高滚珠丝杠副的刚度。1 双螺母预紧原理双螺母预紧原理如图6-25所示,是在两个螺母之间加垫片来消除丝杠和螺母之间的间图6-25 双螺母预紧原理隙。根据垫片厚度不同分成两种形式,当垫片厚度较厚时即产生”预拉应力”,而当垫片厚度较薄时即产生”预压应力”以消除轴向间隙。2 单螺母预紧原理(增大滚珠直径法)单螺母预紧原理如图6-26所示,为了补偿滚道的间隙,设计时将滚珠的尺寸适当增大,使其4点接触,产生预紧力,为了提高工作性能,能够在承载滚珠之间加入间隔钢球。图6-26 单螺母预紧原理(增大滚珠直径法)3 单螺母预紧原理(偏置导程法)偏置导程法原理如图6-27所示,仅仅是在螺母中部将其导程增加一个预压量,以达到预紧的目的。 图6-27 单螺母预紧原理(偏置导程法)(三)滚珠丝杠副的轴向弹性变形 滚珠丝杠受轴向载荷后,滚珠和滚道面将产生弹性变形,轴向弹性变形量与轴向载荷之间的关系与滚动轴承的计算相同,根据Herz的点接触理论,和满足下式: (6-11 )1 单螺母预紧(无预紧)的轴向弹性变形 (6-12)式中: 钢球和滚道的接触角(45);钢球直径(mm); 单个钢球所受载荷(N); 钢球数; 和精度、结构有关的系数。 2双螺母预紧时的轴向变形量如图6-28所示,对两个螺母A和B施加预紧力后,螺母A、B均变形至X点。如果这时作用有外力,则螺母A从X点向X1点、螺母B从X点向X2点移动(图6-29)。由于和成正比关系,假设其比例系数为k,则有,而且螺母A和B的变形量分别为:(6-13)(6-14) 图6-28 双螺母预紧 图6-29 预压曲线 由于在外力作用下螺母A和B的变形量相同(方向相反),因此(6-15)而且,当仅有外力作用时,随着的增加使接近零时,则外力几乎全被螺母A吸收。 当时, (6-16) 又因为,因此(6-17) 因此,当施加预紧力的3倍的轴向载荷时,预紧滚珠丝杠副变形量仅为无预紧滚珠丝杠副的二分之一,即刚度增加了一倍(见图6-30)。 刚度K可写成:(6-18)式中:刚度(N/m); 轴向载荷(N); 预紧丝杠副的轴向弹性变形量(m); 预紧载荷(N); 无预紧丝杠副的轴向弹性变形量(m)。图6-30 弹性变形曲线 当前制造的单螺母式滚珠丝杠