《机械传动部》PPT课件.ppt

《《机械传动部》PPT课件.ppt》由会员分享，可在线阅读，更多相关《《机械传动部》PPT课件.ppt（61页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、第二章 机电一体化系统的机械传动部件的选择与设计,第一节 机电一体化系统对机械传动部件的要求第二节滚珠螺旋传动部件的选择与设计第三节 齿轮传动部件的选择与设计第四节 谐波齿轮部件的选择与设计第五节同步带传动部件的选择与设计,第一节机电一体化系统对机械传动部件的要求,功能：传递转矩和转速；实质上是一种转矩、转速变化器。目的：使执行元件与负载之间在转矩和转速方面得到最佳匹配。作用：机械传动部件的传动类型、传动方式、传动刚性以及传动可靠性对机电一体化系统的精度、稳定性和快速响应性有重大影响。动力学性能的影响因素：负载的变化：影响匹配惯性的大小：影响起停特性、运动的快速性、位移和速度的偏差固有频率的高

2、低：影响系统谐振和传动精度摩擦、间隙、温升、润滑：非线性；影响传动精度和运动稳定性,设计和选择要求：传动间隙小、精度高、体积小、重量轻、运动平稳、传递转矩大。随着机电一体化技术的发展，对传动机构的新技术要求：精密化：高定位精度的需要高速化：高工作效率的需要小型化、轻量化：运动灵敏度的要求 传动机构及其功能线性传动：螺旋传动、齿轮传动、同步带传动、蜗轮蜗杆传动非线性传动：连杆机构、凸轮机构传动功能：下表,第二节 滚珠螺旋传动机构,一、螺旋传动机构（丝杠螺母机构）传动功能：旋转运动直线运动；传递能量及运动分类：滑动丝杠螺母机构：结构简单、加工方便、制造成本低，具有自锁功能，但摩擦阻力矩大、传动效率

3、低（30%-40%）。滚珠丝杠螺母机构：传动效率高（92%-98%）、摩擦阻力矩小；但结构复杂，制造成本高。在机电一体化系统中应用广泛。5种基本传动形式(按丝杠和螺母相对运动的组合情况分)：螺母固定、丝杠转动并移动：螺母本身起着支承作用，结构简单，传动精度较高，刚性差，适用于行程较小的场合。丝杠转动、螺母移动：需导向装置来限制螺母的转动。结构紧凑、丝杠刚性好，使用于行程较大的场合。,螺母转动、丝杠移动：需限制螺母移动和丝杠转动，结构复杂且占用轴向空间较大，应用较少。丝杠固定、螺母转动并移动：结构简单、紧凑，使用不方便。差动传动：多用于各种微动机构,二、滚珠丝杠传动部件的结构类型 组成：一种新型

4、螺旋传动机构；由丝杠、螺母、滚珠、反向器组成；工作原理：当丝杠转动时，带动滚珠沿螺纹滚道滚动，为防止滚珠从滚道端面掉出，在螺母的螺旋槽两端设有滚珠回程引导装置构成滚珠的循环返回通道，从而形成滚珠流动的闭合通路。特点：传动效率高、摩擦阻力矩小、轴向刚度高、能够预紧、运动平稳、传动精度高、不易磨损、可靠性高、使用寿命长；但结构复杂，制造成本高，不能自锁（具有传动的可逆性，在用作升降传动机构时，需采用制动措施）。,结构类型：按螺纹滚道的截面形状分单圆弧型：接触角随轴向载荷大小的变化而变化，=38-45。接触角增大时，传动效率、轴向刚度以及承载能力也随之增大。双圆弧型：接触角在工作过程中基本保持不变（

5、45）。能存储一定的润滑油以减少摩擦；加工成本高 R/2rb,按滚珠的循环方式分类：,主要尺寸参数：(p.24 图2.10)公称直径d0（特征尺寸）：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基本导程l0：丝杠相对于螺母旋转2弧度时，螺母上基准点的轴向位移。l0根据机电一体化产品的精度要求确定，精度要求较高时应选取较小的基本导程。导(行)程：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。滚珠的工作圈数：一般取2.53.5。第一、第二和第三圈滚珠分别承受轴向载荷的50%、30%和20%左右。滚珠总数N：150丝杠螺纹大径d、丝杠螺纹小径d1螺母螺纹大径D、螺母螺纹小径D1丝

6、杠螺纹全长ls滚珠直径Db,轴向间隙的调整与预紧：提高其传动刚度,精度等级及标注方法 精度等级：JB/T3162.2-1991:七个等级：1，2，3，4，5，7，10。1级最高，依次递减。数控机床、精密机床和精密仪器等用于开环和半闭环进给系统可选用1，2，3级；一般动力传动可选用4，5级；全闭环系统可选用2，3，4级。尺寸系列：ISO/DIS 3408-2-1991；GB/T 17587.2-1998公称直径d0(mm):6,8,10,12,16,20,25,32,40,50,63,80,100,125,160,200基本导程l0(mm):1,2,2.5,3,4,5,6,8,10,12,16,

7、20,25,32,40。尽可能优选选用2.5,5,10,20,40,标注方法及示例,支承方式的选择滚珠丝杠的支承，主要是约束丝杠的轴向窜动，其次才是径向约束 支承方式,制动装置超越离合器：体积小、重量轻、易于安装。P.31 图2.25电磁-摩擦制动装置：P.31 图2.26密封与润滑防尘密封圈或防护套密封：防止灰尘及杂质进入滚珠丝杠副非接触式密封圈(迷宫式密封圈)：由聚氯乙烯等塑料组成，其内孔螺纹表面与丝杠螺纹之间略有间隙接触式密封圈：用具有弹性的耐油橡胶或尼龙等材料制成，因此有接触压力并产生一定的摩擦力矩，但防尘效果好安装在滚珠螺母的两端防护套：折叠式密封套、伸缩套管、伸缩挡板 P.32 图

8、2.27使用润滑剂：提高耐磨性及传动效率，从而维持其传动精度、延长其使用寿命。润滑脂：在装配时放进滚珠螺母滚道内定期润滑润滑油：应经常通过注油孔注油选择计算,工作寿命Th选择各种机械所用滚珠丝杠的工作寿命按下表推荐寿命选择,等效轴向动负荷Cae：初选丝杠fw：负荷性质系数；ft：温度系数；fh：硬度系数；fa：精度系数；fk：可靠性系数；Fm：等效负荷(N)；nm：等效转速(r/min)；,等效负荷Fm和等效转速nm负荷不变而转速阶段式变化：等效转速按各转速所占的时间百分比折算t 1%，t 2%，t n%：转速n 1，n 2，n n所占时间百分比,转速不变而负荷阶段式变化：等效负荷根据疲劳效果

9、线性积累假设，按各负荷所占的时间百分比折算t 1%，t 2%，t n%：负荷F 1，F 2，F n所占时间百分比负荷转速都按阶段式变化：等效负荷按下式折算式中，n 1，n 2，n n：轴向负荷F 1，F 2，F n作用下的转速t 1，t 2，t n：轴向负荷F 1，F 2，F n作用下的时间负荷按单调式变化：各种转速的使用机会相等，,临界压缩负荷Fcr和临界转速ncr：进行校核临界压缩负荷Fcr：轴向固定的长丝杠在承受压缩负荷时，应验算其压杆稳定性L0：最大受压长度(m)；K1：安全系数；K1=1/3Fmax：最大轴向工作负荷(N)；f1：丝杠支承方式系数,临界转速ncr：长丝杠在高速下工作，

10、为防止弯曲共振而验算 A：丝杠最小截面积(m2)；Lc：临界转速计算长度(m)；：材料密度；钢=7.8103(kg/m3)；nmax：最高工作转速(r/min)K2：安全系数(0.8)；f2：丝杠支承方式系数滚珠丝杠另一需验算的临界值为：d0ncr70000(mmr/min)滚珠丝杠副的系统刚度和固有频率系统刚度：拉压刚度和扭转刚度拉压刚度影响系统的定位精度和轴向拉压振动固有频率；影响因素：丝杠本身的拉压刚度Ks、滚珠与滚道的接触刚度Kc、轴承的接触刚度KB、螺母座的刚度KH扭转刚度影响传动精度、定位精度和扭转振动固有频率,(1)丝杠本身的拉压刚度Ks和弹性变形s：式中，F：轴向负荷(N)；a

11、：螺母至轴向固定处的距离(m)支承组合形式为F-F的丝杠：式中，l为两支承间距(m)两端处a=0或a=l，s=0；中点处a=1/2，s=smax；Ks=Ksmin；,(2)滚珠与滚道的接触刚度Kc 按滚珠丝杠副的型号查样本，或按有关公式进行计算近似计算时，可按线性插入法在下列范围内求取：d0=1640 63 100(mm)Kc=250 900 1400 2200(N/um)(3)轴承的接触刚度KB 按轴承型号查样本，或按有关公式进行计算近似计算时，可按线性插入法在下列范围内求取：d0=20 100(mm)；KB=1500 7000(N/um)(4)螺母座的刚度KH可用有限元法进行计算若结构设计

12、刚度很高，则其弹性变形可忽略不计近似计算，KH 1000N/um,(5)丝杠系统轴向拉压总刚度Ke(6)丝杠系统轴向拉压振动的固有频率s：式中，m：丝杠末端的运动部件与工件的质量和,(7)丝杠的扭转刚度KT：(8)丝杠系统扭转振动的固有频率T：式中，JW：运动部件重量换算到丝杠轴上的转动惯量；JZ：丝杠上传动件的转动惯量；Js：丝杠的转动惯量（假定只有1/3集中在自由端)；6)滚珠丝杠副进给系统的驱动力矩作用：克服摩擦阻力和产生加速度分类：摩擦力矩克服外加负荷与自重等与密封元件产生的摩擦力 惯性力矩产生加速度，一般按等加速计算,在ta秒内，电动机轴角速度从0加速到m，则惯性力矩TG为：式中，J

13、Me：折合到电动机轴上的总等效转动惯量(kgm2)nM：电动机的转速（r/min)Jme根据能量守恒定律按下式折算：式中，JM、M：电动机的转动惯量(kgm2)和角速度(r/s)Ji、i：各旋转运动件的转动惯量(kgm2)和角速度(r/s)mj、vj：各直线运动件的质量(kg)和速度(m/s)Wi：各直线运动件的重力(N)Ph：丝杠基本导程,滚珠丝杠副选择计算实例：某数控铣床工作台与工件共重W=8000N，工作台最大行程1000mm，导轨滑动摩擦系数0.05。齿轮传动比i=Z1/Z2=25/45；齿轮模数m=2，转动惯量分别为J1=7.3210-4 kgm2，J2=76.810-4 kgm2。

14、已知强力铣削轴向负荷F1=4000N，占工作时间t1=20%，进给速度v1=0.5m/min；一般铣削轴向负荷F2=2000N，占工作时间t2=25%，进给速度v2=0.8m/min；精细铣削轴向负荷F3=400N，占工作时间t3=50%，进给速度v3=1m/min；工作台快速移动v4=10m/min；t4=5%，采用双推-双推支承组合方式，运转一般，丝杠螺母副材料硬度HRC5860，工作温度小于100C，温升4 C，可靠性要求95，铣削定位精度0.02/300mm。钻削快速移动定位精度0.01/300mm。伺服电机最高工作转速nM=1800r/min。滚珠丝杠副选择计算：,1.负荷和转速计算

15、导轨摩擦力：Ff=W=0.058000=400N，则丝杠轴向负荷：强力铣削：F1+Ff=4000+400=4400N一般铣削：F2+Ff=2000+400=2400N精细铣削：F3+Ff=500+400=900N快速移动：Ff=400N因为伺服电机最高工作转速nM=1800r/min，则丝杠转速：ns=1800(25/45)=1000r/min 丝杠转速：强力铣削 50 r/min 一般铣削 80 r/min 精细铣削 100r/min 快速移动 1000r/min,2.初选丝杠：取Th=15000hrs根据工作条件，查得fw=1.35；ft1；fh1；fa1；fk0.62；由Cae选丝杠型号

16、，如CMD3210-2.5,余程为40mm。螺纹长度Lu=1000+129+240=12091200mm支承跨距L1=1400mm；丝杠全长L1500mm采用F-F支承方式的丝杠一般不会承受压缩力作用，可不校核压杆稳定性。3.预拉伸量：取温升为3.5C螺纹伸长量：tu=tlu=1110-6 3.5 1.2=46.2um丝杠全长伸长量：t=tL1=1110-63.51.5=57.75um60um,4.定位精度验算(1)丝杠在拉压负荷下的最大弹性变形SFMax：强力铣削：F1=4400N，SFMax1=16.72um一般铣削：F2=2400N，SFMax2=9.12um精细铣削：F3=900N，S

17、FMax3=3.42um快速移动：F4=400N，SFMax4=1.9um,(2)丝杠螺母的接触变形c：c=F/Kc；Kc=955N/um强力铣削：F1=4400N，c1=4.6 um一般铣削：F2=2400N，c2=2.51 um精细铣削：F3=900N，c3=0.94 um快速移动：F4=400N，c4=0.52 um(3)轴承的接触变形B：60接触角推力角接触球轴承的轴向刚度按下式计算：B=F/KB；强力铣削：F1=4400N，B1=15.6 um一般铣削：F2=2400N，B2=8.5 um精细铣削：F3=900N，B3=3.2 um快速移动：F4=400N，B4=1.8 um,(4)

18、螺母座的接触变形H：H=F/KH；KH=1000N/um强力铣削：F1=4400N，H1=4.4 um一般铣削：F2=2400N，H2=2.4 um精细铣削：F3=900N，H3=0.9 um快速移动：F4=400N，H4=0.4 um(5)丝杠系统总位移：=SFMax+c+B+H强力铣削：F1=4400N，1=41.32 um一般铣削：F2=2400N，2=22.53 um精细铣削：F3=900N，3=8.46 um快速移动：F4=400N，4=4.62 um,(6)定位精度：F-F型支承方式的SFMax在丝杠中间，验算此处的定位精度1、2、3级精度的丝杠在任意300mm行程内行程变动量分别

19、为6、8、12um若取2级精度：精细铣削时的总误差为8.46+8=16.46um，满足铣削0.02/300的要求。快速铣削时的总误差为4.62+8=12.62 um，不满足钻削0.01/300的要求。改取1级精度：快速铣削时的总误差为4.62+6=10.62 um，基本达到钻削0.01/300的要求。5.拉压振动和扭转振动的固有频率(1)轴向拉压总刚度Ke：F-F型支承方式的Ke按下式计算,(2)轴向拉压振动的固有频率s：(3)扭转刚度KT：,(4)扭转振动的固有频率T：,第三节 齿轮传动部件的选择与设计,1.转矩、转速和转向的变换器 P.20表2.12.常用齿轮传动装置的传动形式：一级、二级

20、、三级3.要求：足够的刚度，转动惯量尽量小，齿侧间隙较小，精度较高（用调整齿侧间隙的方法来代替）。4.最佳总传动比：1)负载的综合(系统总负载)：工作负载Tc、惯性负载、摩擦负载Tf综合为系统的总负载。方法有：(1)峰值综合：各种负载为非随机性负载，将各负载的峰值取代数和(2)方和根综合：各种负载为随机性负载，取各负载的方和根,2)最佳总传动比：使负载转矩值最小或负载加速度最大的总传动比目的：达到最高系统分辨率、减少等效到执行元件输出轴上的等效转动惯量，尽可能提高加速能力（1）负载加速度最大的总传动比,（2）等效峰值综合负载转矩（Temp）最小的总传动比Tc Tcp；Tf Tfp；（3）等效方

21、和根综合负载转矩（TemR）最小的总传动比Tc TcR；Tf TfR；,(4)总传动比i的实际选择I.原则上总传动比i取在（iA，iB）范围内，用于产生加速度的转矩为(Tm-TemL)。为提高其抗干扰力矩的能力常选用较大的传动比。II.实际工作中，若考虑电机的额定转矩Tnm或许用过载转矩Tnm，则总传动比i取在(iD，iB)或(iC，iB)范围内III.考虑工程实际中的各种以外因素，总传动比I的选取可以偏大IV.偏大的总传动比提高系统的稳定性，但影响系统的快速响应。V.偏大的总传动比改善系统的低速稳定性，但传动级数增多，传动精度、效率、刚度与系统固有频率降低。VI.当选定步进电动机的步距角、系

22、统脉冲当量和丝杠基本导程l0后，总传动比应满足匹配关系：,5各级传动比的最佳分配原则1）等效转动惯量最小原则：(1)小功率传动：以两级齿轮传动系统为例。假设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。则等效到电动机轴上的等效转动惯量为：,各级传动比的分配按“前小后大”次序，结构较紧凑。过多增加传动级数没有意义，反而会增大传动误差，并使结构复杂化(2)大功率传动：小功率传动中的各项假设不适用，其计算公式不能通用，按相关的经验曲线（见赵松年的机电一体化机械系统设计 p.52的图3-21至图3-23）确定各级传动比。各级传动比的分配仍按“前小后大”次序,2）

23、重量最轻原则(1)小功率传动：以两级齿轮传动系统为例。假定各主动小齿轮模数m、齿数Z、齿宽b均相等，故所有大齿轮模数、齿数、齿宽均相等；每级齿轮副的中心距离也相同。则各齿轮的重量之和W为：材料密度；b：各齿轮宽度；Di：各齿轮的计算直径齿轮传动系统可设计成曲回式传动链(2)大功率传动：以两级传动为例假定:(1)(2)b1=b2，b3=b4,各级传动比按“前大后小”的原则进行分配的。3)输出轴转角误差最小原则 以四级齿轮传动系统为例，四级传动比分别为i1，i2，i3，i4。齿轮18的转角误差依次为18。该传动链输出轴总转角误差max为：n级齿轮系输出轴总转角误差为：k为第k个齿轮所具有的转角误差

24、；ik为第k个齿轮的转轴至n级输出轴的传动比。各级传动比按“前小后大”的次序进行分配。在设计中最末两级的传动比应取大一些，并尽量提高最末一级齿轮副的加工精度。,4）说明：(1)对于要求体积小、重量轻的齿轮传动系统可用重量最轻原则。(2)对于要求运动平稳、起停频繁和动态性能好的伺服系统的减速齿轮系，可按最小等小转动惯量和总转角误差最小的原则来处理。(3)对于提高传动精度和减少回程误差为主的传动齿轮系，可按总转角误差最小原则。(4)合理布置传动链可以提高齿轮传动链的传动精度，措施如下：缩短齿轮传动链，减少传动副数齿轮传动链的总传动比确定后，各级传动比的分配应“前小后大”。特别是末级传动比增大后，传

25、动链内所有齿轮的转角误差在综合时都响应减小。同时提高末级传动副的精度，整个齿轮传动链的精度就得以提高。增大齿轮齿数。传动比确定后，在不影响整体结构尺寸的前提下，增大小齿轮齿数，可以使重合度增大。(4)对以较大传动比传动的齿轮系，往往需要将定轴轮系和行星轮系巧妙结合为混和轮系。(5)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。,第四节 谐波齿轮部件的选择与设计1)谐波齿轮传动的组成和工作原理 组成：波形发生器（主动件）；刚轮、柔轮（从动件）工作原理：柔轮弹性变形，柔轮长轴两端的齿与刚轮齿槽完全啮合，而柔轮短轴两端的齿与刚轮齿槽完全脱开。当

26、主动件转动时啮合，啮出，脱开，啮入，啮合 从动件转动。,2)特点：结构简单、传动比大、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。3)用途：工业机器人、航空、航天等机电一体化系统中 4)传动比计算：g，r，H分别为刚轮、柔轮和波形发生器的角速度；Zg和Zr分别为刚轮和柔轮的齿数刚轮固定(g=0)，柔轮输出：若Zr=200，Zg=202,iHr=-100；负值说明柔轮与波形发生器的转向相反,柔轮固定(r=0)，刚轮输出：若Zr=200，Zg=202,iHr=101。正值说明刚轮与波形发生器的转向相同。5)主要参数的设计计算(1)齿形：渐开线，齿形角为20。应用广泛为防止啮合干涉

27、，采用短齿和径向变位XR：柔轮径向变位系数XG：刚轮径向变位系数0：径向变形量系数；0,其他有关齿形的因素有：齿廓工作段高度hn：hn=(1.3-1.6)m齿顶不变尖：保证齿顶厚Sa0.25m顶隙不小于0.2m不产生过渡曲线和其他啮合干涉。(2)柔轮内径d：恒定载荷、长期寿命的工作条件下：,经验公式：Trd：为经验系数，Trd=0.1-0.3(N/mm2)6)单级谐波齿轮减速器简介原电子工业部 SJ2604-85标准。10个机型43个品种；柔轮内径表示机型号。型号标注：产品代号，规格代号，精度等级三部分组成,7.齿轮传动间隙的调整方法 偏心套（轴）调整法：p.39 图2.35结构简单，侧隙不能

28、自动补偿轴向垫片调整法p.39 图2.36结构简单，侧隙不能自动补偿双片薄齿轮错齿调整法p.39 图2.35反向时不会出现死区1)周向弹簧式：p.39 图2.37 受到周向圆弧槽及弹簧尺寸限制，仅适用于读数装置而 不适用于功率驱动装置2)可调拉簧式：p.39 图2.38,五、同步带传动（挠性传动部件）,1,定义：封闭环形带的工作面有等间距的齿形，与外周有相应齿形的带轮作啮合传动，传递运动和动力。综合了普通带传动和链轮、链条传动优点的一种新型传动,2.特点：1）传动比准确；啮合传动，工作时无滑动2）传动效率高（可达98%）。与V形带相比，可节能10以上3）传动平稳，能吸收振动，噪音低4）能高速传

29、动（传动比可达10）；结构紧凑（带轮直径小）5）维护保养方便，能在高温、灰尘、水及腐蚀介质的恶劣环境中工作，不需润滑。6）安装精度要求高、带轮中心距要求严格。安装不当易生干涉、爬齿、跳齿等现象。同步带具有一定的蠕变性。7）带和带轮的制造工艺较复杂，成本受批量影响大。3同步带传动分类1）按齿形分（1）梯形齿：ISO及国标；（2）圆弧齿：企业标准2）按规格制分（1）模数制(2)节距制：ISO及国标,4同步带结构：1）承载绳（加强筋）：传递动力和保持节距不变。采用抗拉强度较高、伸长率较小的材料制造。钢丝、玻璃纤维、芳香族聚酰胺纤维2）带齿：直接和带轮啮合；要求剪切强度和耐磨性高，耐热性和耐油性好。氯

30、丁橡胶、聚氨酯橡胶3）带背:用于连接和包复承载绳。要求柔韧性和抗弯强度高，与承载绳的粘结性好。氯丁橡胶、聚氨酯橡胶4）包布层：保护带齿。要求抗拉强度和耐磨性好，与氯丁胶基体的粘结性好。尼龙、锦纶丝5.同步带的型号：GB11616-89节距制同步带MXL：Minimal eXtra Light最轻型。节距为2.032mmXXL：eXtra extra Light超轻型。节距为3.175mmXL：eXtra Light特轻型。节距为5.080mmL：Light轻型。节距为9.525mmH：Heavy重型。节距为12.700mmXH：eXtral Heavy特重型。节距为22.225mmXXH：eX

31、tra eXtra Heavy最重型。节距为31.75mm,6.同步带的带齿分布：单面齿、对称双面齿(DA)、交错双面齿(DB)7.同步带的尺寸：1)长度：以节线长度为公称带长，为节线上齿数与节距的乘积。2)宽度：各种型号的标准带宽系列中，最大尺寸的标准带宽为该型 号同步带的基准宽度。3)标号：包括长度代号、型号和宽度代号。双面齿带还在标号最前面表示型式代号,8.同步带轮尺寸规格：GB11361-89节距制同步带轮1）带轮齿数Z：齿数不宜过少。过少使同时啮合的齿数减少，导致带齿承载过大，并使带的弯曲应力增大。许用最小齿数应根据带型号和小带轮转速进行确定。2）带轮宽度：同一种型号的带轮有不同的宽

32、度代号3）带轮直径：由型号和带轮齿数进行确定4）标号：9.同步带的失效形式承载绳断裂：原因是带型号过小和小带轮直径过小等爬齿和跳齿：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。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。其他失效方式：带侧棱边磨损（带和带轮的制造安装误差引起）；带齿剪切破坏（带与带轮间的节距差值过大和啮合齿数过少引起）；带背的龟裂；承载绳抽出；包布层脱落等,10.设计准则：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，保证带齿的一定耐磨性。11.设计计算：参见赵松年的机电一体化机械系统设计p.43-461）已知条件：

33、需要传递的名义功率Pm；主、从动轮的转速n1、n2或传动比i；传动部件的用途、工作条件和安装位置。2）确定带的设计功率Pd：Pd=K1(1+K2)(1+K3)Pm K1：考虑载荷性质和运转时间的工况修正系数；K2：考虑增速的修正系数；K3：考虑张紧轮配置的修正系数。3）选择带型和节距P b：由设计功率Pd和小带轮转速n1在同步带选型图上进行选择4）带轮齿数z和节圆直径d：根据带型号和小带轮转速进行确定小带轮齿数Z1。大带轮齿数Z2=Z1i。小带轮的节圆直径d1=PbZ1/(mm)。大带轮的节圆直径的d2=d1i(mm)。5）直径初定后验算带速v：v=d1n1/(601000)(m/s)MXLL

34、：vmax=4050m/s；H：vmax=3540m/s；XH、XXH：vmax=2530m/s；,6）同步带的节线长度Lp、齿数zb及传动中心距C 7)校验带与小带轮的啮合齿数zm8)确定实际所需同步带宽度bs(1)计算所选型号同步带在基准宽度下所允许传递的额定功率P0：P0=(Ta-mv2)v/103(kW)式中，Ta为各种型号同步带在基准宽度下的许用圆周力(N)；m为各种型号同步带的单位长度质量(kg/m)；v为同步带的传动速度(m/s),(2)计算啮合系数Kz：当zm 6，Kz=1；当zm 6，Kz=1-0.2(6-zm)(3)计算齿宽系数Kw：Kw=(bs/bs0)1.14。bs0为

35、基准带宽(4)确定实际所需同步带宽度bs：带的设计功率Pd应不大于带的额定功率P0(5)将所计算的bs圆整标准带宽。如超过原选带宽，则需重新设计9)带的工作能力验算：将以上各值代入同步带额定功率P的精确计算公式。若计算得P Pd。即为设计合格。,六、其他传动部件,钢带传动（挠性传动部件）P.41 图2.44；磁头定位结构；钢带与带轮间接触面积大、无间隙、摩擦阻力大无滑动，结构简单紧凑、运行可靠、噪音低、驱动力大、寿命长、钢带无蠕变绳轮传动（挠性传动部件）P.41 图2.45；打印机字车送进机构；结构简单紧凑、传动刚度大、结构柔软、成本较低，噪音低等优点。其缺点是带轮较大、安装面积大，加速度不易

36、太高棘轮传动机构（间歇传动部件）1)组成：棘轮(从动件)，棘爪，摇杆(主动件），止动爪，扭簧2)工作原理：P.42图2.46；摇杆连续的往复运动变为棘轮的间歇运动3)形式：外齿式，内齿式，端齿式；P.43图2.474)特点和应用：传动有噪声、磨损快；结构简单，制造容易；较广泛地应用于连杆机构、凸轮机构、油(气)缸等的运动获得5)棘爪每往复一次推过的棘轮转角与棘轮齿数z的关系：=360k/z（k：棘爪每往复一次推过的棘轮齿数）,4.槽轮传动机构-马尔他(马氏)机构（间歇传动部件）1)组成：拨销盘(或曲柄)：主动件；槽轮(从动件)2)工作原理：P.43图2.48；拨销盘的连续运动变为槽轮的间歇运动

37、3)特点：结构简单，转位迅速，传动效率高，槽轮转位时间与静止时间之比为定值等优点；槽轮的角速度不是常数，易在转位的开始和终了时易产生冲击；定位精度不高。制造和装配精度要求较高5.蜗形凸轮传动机构（间歇传动部件）1)组成：转盘(从动件)；滚子(安装在转盘上)；蜗形凸轮(主动件)2)工作原理：P.44图2.49；蜗形凸轮的连续运动变为转盘的间歇运动3)特点：工作时间系数比槽轮机构的要小；能够实现转盘所要求的各种运动规律；能够用于工位数较多的设备上，而不需加入其他的传动机构。不需其他定位装置；有足够的刚度；装配方便；加工工作量特别大，因而成本较高间歇传动部件的 基本要求：移位迅速、移位过程中运动无冲击、停位准确可靠,