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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10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，此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。

所以与三角带传动相比，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。

此外，同步带在运转中也不需要任何润滑，所以维护保养很方便，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。

2戶

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常用同步带轮结构

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常用同步带结构

2•同步带规格型号

根据国标GB/T11616-1989、GB/T11362-1989,我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

MXL（MinimaExtraLight）

最轻型

2.032

0.08

XXL（ExtraExtraLight）

超轻型

3.175

0.125（1/8）

XL（ExtraLight）

特轻型

5.080

0.200（1/4）

L（Light）

轻型

9.525

0.375（3/8）

H（Heavy）

重型

12.700

0.5（1/2）

XH（ExtraHeavy）

特重型

22.225

0.875（7/8）

XXH（DoubleExtraHeavy）

最重型

31.750

1.25

|宽度代号（带宽50.8mm）

型号（节距22.225mm）长度代号（节线长度2489.2mm）

交错双面齿带型式代号

~F宽度代号（带宽12.7mm）

B150XXL4.8

型号（节距9.525mm）长度代号（节线长度1066.80mm）

宽度代号（带宽4.8mm）型号（节距3.175mm）长度代号（节线长度381mm）

（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）其他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。

、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。

6-9所示。

设其总传动比为

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

i讪2。

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B、比重均相同，其转动惯量为J3Bgd4，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:

因为

所以

JmeJ1

J2J3

.2.2

i1i2

・4・

B,4,

B,4

J1J3

d1,J2

d2,J4

32g

32g'

32g

（6-1）

.4J4

・44

i1，

i2（i/i1）

J4Jii2Ji（i/ii）

Jme

Ji（1ii2

（6-2）

令Ao,则

i12（i"

12if）0，得到i2

（2i2）6

当i14

1时,

i2『八2,

对于n级齿轮传动系作同类分析可得:

2nn1

ii27严，ik

2k1

尹

，其中，k234n

（2）重量最轻原则

对于小功率传动系统，使各级传动比

i1i2i3；

i,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、类比方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

max，则

max（k/ikn）（6-3）

式中：

k――第k个齿轮所具有的转角误差；

ikn——第k个齿轮的转轴至第n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

1、

8，则换

算到末级输出轴上的总转角误差为:

（6-4）

1234567

max'

iI2i3i4i3i4丨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

常用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，通过转动偏心套（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

⑵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，这样就可以用轴向垫片

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，其特点是齿侧隙可以自动

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I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。

G-G

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，通过预载装置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I、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。

通常波发生器为主动件，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。

常用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，通常取

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）

.HrHZg

Irg

gHZr

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。

1.当柔轮固定时，

r0,则

0hzg

g,Zrzgzr

|rg

HZgZg

hzg

（6-6）

IHg

gzgzr

设zr200、

202时，则iHg

101。

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，

g0,则

.Hi

rHzgr

ZrZg

irg

0HzrH

iHr

Hzr

（6-7）

rZrzg

202时，则iHr

100。

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

目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XBI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XBI型通用谐波减速器产品系

列。

例如：

XB1—120—100—6—G:

表示单级、卧式安装，具有水平输出轴，机型为

120，减速比为I00，最大回差为6G表示油脂润滑。

X01

最大回差

减速比

机型（指柔轮内径，单位为mm）

单级、卧式安装通用谐波减器

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6-2XB1谐波减速器部分技术参数

机型

减速比

输入转速3000rpm

输入转速1500rpm

输入转速1000rpm

输岀力矩

T2N.m

输出转速

n2rpm

额定输入功率

pkW

n2rpm

1.0

0.012

1.2

0.007

0.005

1.5

0.015

2.0

0.010

0.006

2.5

3.0

0.028

0.014

0.009

4.5

0.034

5.5

0.020

5.0

0.030

6.5

0.013

8.0

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