机电装备设计(DOC)

2.1 主传动系统设计
定义：运用转速图的基本原理，拟定满足转速数列的经济、合理的传动系统方案，确定主要传动件的空间布置。

内容：
★选择变速组及其传动副数；
★确定各变速组中的传动比；
★计算齿轮齿数和皮带轮直径；
★设计主要传动件的空间布置、轴向定位及其结构尺寸。

组成：
由动力源、变速装置及执行件(如主轴、刀架、工作台)，开停、换向和制动机构等部分组成。

动力源给执行件提供动力，变速装置传递动力以及变换运动速度，执行件执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。

2.1.2 分类和布局形式
1、分类
1）按动力源的类型，分为交流电动机驱动、直流电动机驱动和液压驱动。

○交流电动机驱动：单速交流电动机、调速交流电动机和交流伺服电动机驱动。

调速交流电动机驱动：多速交流电动机和变频调速交流电动机驱动。

2）按变速的连续性，分为有级变速传动和无级变速传动。

○有级变速传动是在一定的变速范围内均匀、离散地分布着有限级数的转速，变速级数不超过20～30级。

有级变速方式:滑移齿轮变速、交换齿轮变速和离合器变速。

优点:除摩擦片式离合器外，传递功率较大，变速范围广，传动比准确，工作可靠，应用于各种普通机床。

缺点:有速度损失，不能在运转中变速。

摩擦片离合器：可在运转过程中变换转速，操纵方式为机械的、电磁的或液压的，便于实现自动化。

但传动比不准确，发热量大。

无级变速传动：可在一定的变速范围内连续变速，以得到最有利的速度，能在运转中变速，便于实现变速自动化。

构成：由机械摩擦无级变速器、液压无级变速器和无级变速电动机实现。

特点：机械摩擦无级变速器结构简单、使用可靠，常用在中小型车床、铣床等的主传动中。

液压无级变速器传动平稳、运动换向冲击小，易于实现直线运动，常用于主运动为直线运动的机床，如磨床、拉床、刨床等机床的主传动中。

※无级变速电动机：直流电动机或交流变频调速电动机，可大大简化机械结构，便于实现自动变速、连续变速和负载下变速，广泛应用在数控机床上。

为了匹配主轴的性能要求，扩大恒功率无级变速范围，常在无级变速电动机与机床主轴之间串联机械有级变速装置。

变速形式的选择主要考虑机电装备的自动化程度和成本两个因素。

2、布局形式
1）集中传动布局
传动系统的全部传动件、变速装置和执行件集中装在一个箱体内，称为集中传动式布局。

多数通用机床的主传动系统都采用这种布局。

优点：结构紧凑，便于实现集中操纵和调整与维修，箱体数目少，降低了成本。

缺点：高速运转的传动件所产生的振动和发热会直接影响主轴的工作精度。

这种传动布局适用于普通精度的大中型机床。

2）分离传动式
有些高速、高精度机电装备，为了避免变速箱的振动和热变形对执行件的影响，常把变速箱与执行件分开，即把传动系统的主要传动件和变速机械与执行构件分别装在两个不同的箱体内，中间用皮带、链条等方式传动，称为分离传动式布局。

优点：●变速箱各传动件所产生的振动和热量不会传给或少传给主轴，减少了主轴的振动和热变形，提高了机床的工作精度；
●高速运转时，运动由皮带经齿轮离合器直接传动，传动链短，主轴高速转时平稳，传动效率高，转动惯量小，便于启动和制动；
●主轴作低速运转时，运动经背轮机构的两对降速齿轮传动后，转速显著降低，达到扩大变速范围的目的。

缺点：多了一个箱体，增加加工成本；低速时皮带负荷大，容易打滑。

这种布局方式适用于中、小型高速精密机床。

3 、变速机构在传动链中的位置
变速机构零件多，传动件的尺寸决定于所传递的转矩。

功率一定，转矩与转速成反比。

□ 变速机构应位于传动链的高速部分。

□ 执行件的转速较低，变速机构接近动力源，降速机构在
后。

由于噪声与传动件(如齿轮) 的线速度有关，过高的转速会导致噪声增大，故需限制变速机构的线速度不能过高。

转速图是分析和设计分级变速传动系统的重
要工具，由一些互相平行和垂直的格线组成。

距离相等的一组水平线与竖直线相交，得相应的圆圈交点，代表各轴的转速。

将转速图上的竖直线坐标取为对数坐标，代表各级转速的水平线的间距相等，任意相邻两水平线相距一格，即一个lg φ，即相邻转速之比是φ，卧式车床φ＝1.41，在Ⅳ轴上有12个转速点，表示主轴具有12级转速，从31.5～1400r ／min 。

转速图上相邻两轴格线转速点之间的连线，表示一对传动副传动比u ，用主动齿轮与被动齿轮的齿数比或主动带轮与被动带轮的轮径比表示。

● 传动比u 与速比i 互为倒数关系，即u ＝1/i ；
● 在转速图中，传动比的大小以代表该传动副的连线倾斜方向和倾斜程度表示； )(9550m N n P T ⋅=1400r/min
1000
710
500355
250
180
125
90
63
45
31.5
电ⅠⅡⅢⅣ1440r/min 126:25636:3624:4830:4242:42
22:6260:3018:72
●连续向右下方倾斜为降速传动，u<1；
●向右上方倾斜为升速传动，u>l ；
●水平连线则为等速传动，u=1；
在转速图上两轴间相互平行的连线是代表同一传动副。

电动机轴与I轴之间为皮带定比传动，其传动比为
轴I～II间的变速组a有三个传动副，其传动比分别为
轴Ⅱ～Ⅲ轴间的变速组b有两个传动副，其传动比分别为
Ⅲ～Ⅳ轴之间的变速组c有两个传动副，其传动比分别为
转速图可表示：
◆主轴的各级转速的传动路线；
◆主轴得到这些转速所需的变速组数目及每个变速组中的传动副数；
◆各个传动比的数值；
◆传动轴的数目；
◆传动顺序及各轴的转速级数与大小。

2）结构网及结构式
结构网或结构式用于分析和比较不同的传动系统设计方案，与转速图的主要差别是：▲结构网只表示传动比的相对关系，不表示传动比和转速的绝对值；
▲结构网上代表传动比的射线呈对称分布；
▲结构网也写成结构式来表示；
下图结构式12＝31 x 23 x 26式中：
△12表示主轴的变速级数；
△3、2、2分别表示按传动顺序排列各变速组的传动副数；即
变速组a的传动副数为3，变速组b的传动副数为2，变速组c的
传动副数为2；
△结构式中的下标1、3、6表示各变速组中相邻两传动比相距的
格数。

变速组内相邻两传动比之比称为级比,即Φxi
相邻两传动比相距的格数称为级比指数，用xi表示。

设计时要使主轴转速为连续的等比数列，必须有一个变速组的级数比指数为1，此变速组称为基本组。

基本组的级比指数用x0表示，即x0＝1。

△上例的(31)即为基本组；
△后面变速组因起变速扩大作用，统称为扩大组；
△第一扩大组的级比指数x1 ，一般等于基本组的传动副数p0，
即x1= p0；
△上例中基本组的传动副数p0=3，变速组b为第一扩大组，其级比指数为x1=3。

经扩大后，Ⅲ轴得3×2=6的转速；
△第二扩大组将第一扩大组扩大的变速范围第二次扩大，级比指数x2等于基本组的传动副数和第一扩大组传动副数的乘积，即x2=p0p1 ＝3×2＝6 ，经扩大后使Ⅳ轴得到3×2×2＝12种转速；
△如有第j 扩大组，则依次类推，其级比指数xj= p0p1 …pj-1
○变速组按其级比指数xi值，由小到大的排列顺序称为扩大顺序，即基本组、第一、第二…扩大组；
○在结构上，由电动机到主轴传动的先后排列顺序称为传动顺序，即变速组a、b、c…；○设计传动系统方案时，传动顺序和扩大顺序可能一致，也可能不一致。

图示方案是传动顺序和扩大顺序相一致的情况，若将基本组和各扩大组采取不同的传动顺序，还有许多方案。

如，12＝32×21×26，12＝31×23×26 ,…。

总结：
结构网或结构式简单、直观，能清楚地表示出变速传动系统中主轴转速级数Z、各变速组的传动顺序、传动副数pi,各变速组的级比指数xi和各变速组的变速范围。

数控机床主传动设计特点：
1、主传动采用直流或交流电动机无级调速
直流电动机无级调速：采用调压和调磁方式来得到主轴所需的转速。

◇通过调节电枢电压，保持励磁电流恒定的方法进行调速，为恒转矩调速，起动力矩大，响应快，能满足低速切削需要；
◇从额定转速至最高转速，通过改变励磁电流，改变励磁磁通，保持电枢电压恒定的方法进行调速，为恒功率调速。

直流电动机恒转矩调速范围达30或更大；恒功率调速范围仅达2～3，满足不了机床的要求。

直流电动机在早期的数控机床上应用较多。

交流电动机无级调速通过变频进行变速。

当转速为1500r/min时，恒功率调速范围达1:4左右。

直流、交流调速电动机功率特性图
设计数控机床主传动时，须考虑电动机与机床主轴功率特性匹配问题。

通常，恒功率区约
占整个主轴变速范围的2/3～
3/4
，恒转矩区约占
1/4～1/3。

★直流电机的额定转速为1000～1500r／min。

从nd至nmax用调磁调速；从nmin至nd用调节电枢电压法调速。

★交流变频电动机额定转速为1500r／min。

这两种电动机的恒功率转速范围常为2～4，恒转矩变速范围则可达100以上。

★变速电动机的功率特性与机床主轴的要求不配。

主轴要求的恒功率变速范围远大于电动机的恒功率变速范围；在电动机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大其恒
功率调速范围。

满足低速大功率切削时对电动机的输出功率的要求。

设计分级变速箱时，主要考虑机床结构复杂程度、运转平稳性。

变速箱公比φf选取有三种情况：
1）取变速箱的公比φf等于电动机的恒功率调速范围RdP，即φf＝RdP
特点：
功率特性图是连续、无缺口和无重合的。

如变速箱的变速级数为Z，则主轴的恒功率变速范围有，
2）为简化变速箱结构，变速级数应少些，变速箱公比可取大于电动机的恒功率调速范围RdP , 即φf＞RdP。

特点：变速箱每档内有部分低转速只能恒转矩变速，主传动系统功率特性图中出现“缺口”，称之功率降低区。

为保证缺口处输出功率，电动机的功率应相应增大。

主轴的恒功率变速范围有，
3）如果数控机床为了恒线速切削需在运转中变速时取，φf＜RdP
特点：主传动系统功率特性图上有小段重合，这时变速箱的变速级数为，
例; 某一数控机床主轴的最高转速为8000r/min，计算转速为125r/min，最大切削功率为5.5kw，采用交流调频主轴电机，额定转速为1500r/min，最高转速6000～8000r/min 。

试设计分级变速箱的传动系统和选用电机功率。

解：主轴的恒功率调速范围
恒转矩区
恒功率区
64
125
8000
=
=
np
R
电动机的恒功率调速范围
由于Rnp＞
Rdp ，必须配以分级变速箱。

取变速齿轮的公比φf＝Rdp ＝4，电动机本身的无级变速范围与公比相等，作为基本组，变速齿轮应作为扩大组。

变速级数Z满足，
为简化变速箱，便于自动变速，希望用双速变速箱，双联齿轮作为扩大组的变速范围Rkp 为
▲由于结构尺寸的限制，齿轮传动时，升速比不应大于2，降速比不应小于1/4 。

双联齿轮的变速范围不超过8，即使主轴的恒功率调速范围减小了；
▲为满足主轴调速范围要求，降低电动机恒功率计算转速，把低于额定转速的部分恒转矩区视为恒功率区进行计算；若扩大后的电动机调速范围为Rdf，即公比φf＝Rdf，则
★电动机的恒功率的计算转速为6000/8＝750r/min；
★电动机的计算转速比额定转速低；
★计算转速到额定转速区间是恒转矩调速，因而使电动机功率图产生缺口。

电动机功率增加时，造成功率浪费。

主轴或各传动件传递全部功率的最低转速为计算转速nj.
2.3 进给传动系统设计
2、基本要求
1）有足够的静刚度和动刚度；
3
4
lg
64
lg
lg
lg
=
=
=
f
np
R
Z
ϕ
16
4
64
=
=
=
=
dp
np
kp
kp
dp
np
R
R
R
R
R
R
4
1500
6000
=
=
dp
R
2）具有良好的快速响应性，做低速进给运动或微量进给时不爬行，运动平稳，灵敏度高；3）抗振性好，不会因摩擦自振而引起传动件的抖动或齿轮传动的冲击噪声；
4）具有足够宽的调速范围，能实现所要求的进给量，以适应不同加工材料和刀具，满足不同零件加工要求；
5）进给系统的传动精度和定位精度要高；
6）结构简单，加工和装配工艺性好。

调整维修方便，操纵轻便灵活。

产生爬行现象的原因
原因：与摩擦力特性及传动系统刚度等有关。

试验表明，两个物体之间的摩擦因数随着速度的变化而变化。

物体静止时的摩擦因数最大，为静摩擦因数fs，物体有相对运动时的摩擦因数，为动摩擦因数fd。

○两个物体存在着液体润滑时，摩擦因数将随速度发生变化；
○两个物体有相对运动时，由静摩擦因数逐渐下降为动摩擦因数，动摩擦因数随速度增加而逐渐下降；
○两物体间由干摩擦转化为半干摩擦，当速度增加到一定值时，完全转化为液体摩擦时，摩擦性质发生质变，摩擦因数将随速度的增加而增大。

消除爬行的措施
1）提高传动系统刚度
◇提高各传动件或组件刚度，缩小各传动轴的跨度，合理布置轴上零件的位置；
◇缩短传动链，减少传动件数量和弹件变形量；
◇合理分配传动比，使多数传动件受力较小，变形也小；
2) 减少摩擦力的变化
◆在相对运动表面之间涂防爬油，可减小摩擦表面之间的静、动摩擦因数之差，能够减低临界速度，消除爬行；
◆用滚动摩擦、液体摩擦代替滑动摩擦，如采用滚动丝杠、静压螺母、滚动导轨和静压导轨等，从根本上改变了摩擦面间的摩擦性质，基本上可以消除爬行；
◆选择适当的摩擦副材料，降低摩擦因数；
◆减轻运动部件重量，采用各种卸荷装置，以减少摩擦阻力；
2.3.4 电伺服传动系统设计
传动速比的确定
对于开环系统，脉冲当量δ与步进电机的步距角θs决定机械传动系统的传动速比i。

对于闭环系统，由驱动电动机的最高转速或转矩与
机电装备要求的最大进给速度或负载转矩决定传动
速i。

设计机电装备伺服传动系统时，通过选用最佳
传动速比i实现负载特性的更好匹配或降低转动惯量。

mm/min)
r/min)
max
max
max
max
工作台最大移动速度（
电机的最大转速（
式中
-
-
-
-
⋅
=
v
n
v
t
n
i sp
总速比的分配
1）最小等效转动惯量原则（小功率传动系统）
按“等效转动惯量最小原则”确定级数和各级传动速比时，由高
速级到低速级，各级传动速比是逐级增加的，即传动速比的分
配次序是“前小后大”原则。

而且级数越多，总等效惯量越小。

2）重量最轻原则（小功率传动系统）
按重量最轻原则，小功率传动的各级传动速比相等。

3）输出轴转角误差最小原则
▲为提高齿轮系的传动精度，由输入端到输出端的各级传动速比应按“前小后大”次序分配；
▲使最末一级速比尽可能大，同时提高最末一级齿轮副的精度；即可减小各齿轮副的加工误差、安装误差、回转误差，提高齿轮系统的传动精度。

2.3.5 齿轮传动间隙的消除
进给系统中的减速齿轮本身有很高的运动精度和工作平稳
性，但还需尽可能消除传动齿轮副间的传动间隙。

问题：齿侧间隙会造成进给系统每次反向运动滞后于指令信
号，丢失指令脉冲并产生反向死区，对传动精度影响很大。

必须采用各种方法去减小或消除齿轮传动间隙。

1、直齿圆柱齿轮传动间隙的消除
1）偏心套调整
通过转动偏心套就能够方便地调整两齿轮的中心距，从而消
除齿侧间隙。

2）垫片调整
将分度圆柱面制成带有小锥度的圆锥面，使齿轮齿厚在轴向
稍有变化，装配时只需改变垫片3的厚度，使齿轮2作轴向
移动，调整两齿轮在轴向的相对位置即可达到消除齿侧间
隙的目的。

3）双齿轮错齿调整
由于弹簧6的作用使齿轮1、2错位，分别与宽齿轮的齿槽左右侧贴紧，消除了齿侧间隙。

正向或反向旋转，分别只有一个齿轮承受转矩，承载能力受到限制，设计时须计算弹簧6的拉力，使它能克服最大转矩。

2
2
2
1
3
2
1
2
1
1
3
2
4
3
2
1
2
2
1
1
)]
(
)
(
)
[(
)
(
i i
J
J
i
J
J
J
J
J
Z
Z
J
J
Z
Z
J
J
L
L
g
+
+
+
+
=
+
+
+
+
=
转动惯量为
算到电动机轴上的等效
齿轮系中各转动惯量折
2、斜齿圆柱齿轮传动间隙的消除
1）垫片调整
斜齿轮1和2间加厚度为t的垫片。

用螺母拧紧，使两齿轮1和2的螺旋线产生错位，其后两齿面分别与宽齿轮4的齿面紧贴消除间隙，垫片3的厚度和齿侧间隙⊿的关系可由下式出。

t=Δcosβ
2）轴向压簧调整
斜齿轮1和2用键滑套在轴上，相互间无相对转动。

斜齿轮1和2同时与宽齿轮5啮合，螺母3调节蝶形弹簧4，使齿轮1和2的齿侧分别贴紧宽齿轮5的齿槽左右两侧，消除了间隙。

弹簧压力的调整大小应适当，压力过小则起不到消隙的作用，压力过大会使齿轮磨损加快，缩短使用寿命。

齿轮内孔有较长的导向长度，轴向尺寸较大，结构不紧凑，优点是可以自动补偿间隙。

3、锥齿轮传动间隙的消除
1）周向压簧调整
将大锥齿轮加工成1和2两部分，齿轮的外圈1开有三个圆弧槽
8，内圈2的端面带有三个凸爪4，套装在圆弧槽内。

弹簧6的
两瑞分别顶在凸爪4和镶块7上，使内外齿圈1、2的锥齿错位
与小锥齿轮啮合达到消除间隙的作用。

螺钉5将内外齿圈相对固
定是为了安装方便，安装完毕后即刻卸去。

2）轴向压簧调整
如图所示，锥齿轮1、2相互啮合。

在锥齿轮1的轴5上装有压
簧3，用螺母4调整压簧3的弹力。

锥齿轮1在弹力作用下沿轴
向移动，可消除锥齿轮1和2的间隙。

4、齿轮齿条传动间隙的消除
工作行程大的大型数控机床，采用齿轮齿条传动来实现进给运
动。

当载荷较小，齿轮齿条可采用双片薄齿轮错齿调整，分别与
齿条的齿槽左、右二侧贴紧来消除间隙。

当载荷较大时，采用双厚齿轮的传动结构。

进给运动由轴1输入，通过两对斜齿轮将运动传给轴2和轴5，由两个直齿轮3和4去传动齿条，带动工作台移动。

轴1上两个斜齿轮的螺旋线的方向相反。

在轴1上作用一个轴向力F，弹簧力使斜齿轮产生微量的轴向移动。

轴2和轴5以相反的方向转过一个角度，使直齿轮3和4分别与齿条两齿面贴紧，消除了间隙。

微量进给装置设计
2.4.1 设计要求
高精度微量进给装置是超精密机床的一个关键装置。

目前高精度微量进给装置达到0.001～0.010μm分辨率，对实现超薄切削、实现高精度加工和实现在线误差补偿十分有用。

精密和超精密微位移机构应满足下列设计要求：
1）精微进给和粗进给分开，以提高微位移的精度、分辨和稳定性；
2）运动部分必须是低摩擦，以实现高的重复精度；
3）刀具处必须足够高的刚度；
4）微量进给机构应具有好的动特性，即具有高的频响；
5）微量进给机构应能实现微进给的自动控制。

微量进给装置分类：
最小进给量大于1μm的装置：
有蜗杆传动、丝杆螺母、齿轮齿条传动、液压传动等，适用于大行程，进给量、进给速度变化范围宽的机床；最小进给量小于1μm的进给装置：
①弹性变形式；
②热变形式；
③流体膜变形式；
④磁致伸缩式；
⑤电致伸缩式。

上述都是利用材料的物理性能实现微进给。

五种类型中，仅有弹性变形式和电致伸缩式微量进给机构较适用和成熟。

尤其是电致伸缩微量进给装置，可进行自动控制，有较好的动态特性，可用于误差在线补偿。

标号的问题，看书吧……P117
例：一设备采用型号为MB40-Y3-4P无级变速器驱动,电动机功率3.0kw,变速器输出转速为200～1000r/min，平稳运转工况，试选择同步带规格？
设计步骤如下：
1、确定带的计算功率Pj
P j=K A P
式中K A---工况系数, 选取KA ＝1.4 P--- 传动功率，P=3.0 kw
所以，P j=K A P=1.4×3=4.2(kw)
规格节线长LP (mm) 带宽(mm) 节距tb (mm) 同步带齿数
500H 1270.00 50.8 12.7 100
3、计算带轮节圆直径d
根据带轮的最小允许齿数，当n=900～1200r/min时，z≮16,取同步传动的速比i=1,故大小带轮尺寸一致。

齿数都为Z1=Z2=Z=40，带轮节圆直径为
根据变速器输出的最低转速，若选择H带型，则在200r/min转速下的带载功率为2.2kw 左右；1000r/min下的带载功率约为7.5kw左右。

若选择XH带型，则在200 ～1000r/min 范围内，功率储备太大。

选择H带型，限定最低转速不得低于360r/min。

带轮速度为
因为，vmax=35～40(m/s)，v＜vmax,故速度合格。

4、确定同步带传动的中心距C
根据右图的几何关系，可得，
因为，传动比i=1,故d1=d2=d,φ=0°,选择H型标
准带的节线长度Lp=1270.00(500规格)即
L p=2C+πd
所以
满足，C＞0.7(d1+d2)=0.7×2×161.78＝226.49(mm),同时，
C＜2(d1+d2)=2×2×161.78＝647.12(mm)中心距合格。

所选同步带轮及带型为：40-H-200-AF
3.3.2 传动速比
1、当刚轮固定、波发生器为主动件，柔轮为从动件时
)
(
78
.
161
14
.3
40
7.
12
/mm
z
t
d
b
=
÷
⨯
=
=π
)
/
(
47
.8
60000
1000
78
.
161
14
.3
60000
s
m
dn
v=
⨯
⨯
=
=
π
180
)
(
2
)
(
cos
21
2
2
1
d
d
d
d
C
L
p
-
+
+
+
=
πφ
π
ϕ
)
(
00
.
381
2
78
.
161
14
.3
00
.
1270
2
mm d
L
C p=
⨯
-
=
-
=
π
向相反
“－”表示主从动件转
波发生器的转速（
柔轮的转速（
波发生器的波数
式中
r/min)
r/min)
/)
(
1
2
2
2
1
2
2
2
1
2
1
2
-
-
-
-
-
-
-
=
-
-
=
-
-
=
=
H
H
H
n
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2、当柔轮固定、波发生器为主动件，刚轮为从动件时
3、当波发生器固定、柔轮为主动件，刚轮为从动件时
4、当波发生器固定、刚轮为主动件，柔轮为从动件时
例：一谐波传动装置，Z1 ＝ 322,Z2 ＝ 320,波数n ＝2，计算传动速比。

注：刚轮与柔轮正确啮合时，两轮的节距必须相等，由于两轮的齿数差，柔轮的分度圆直径D2比刚轮分度圆直径D1小，即
滚珠循环方式
按滚珠循环过程中与丝杆表面的接触情况，可分内循环与外循环两种。

1）内循环
滚珠在循环过程中始终与丝杆表面保持接触。

按反向器结构不同，内循环可分为固定式和浮动式。

固定式 ：螺母1上开有侧孔，孔内镶有接通相邻滚道的反向器3，滚珠2从螺纹滚道进 入反向器，反向器引导滚珠，越过丝杠4的螺纹外径进入相邻滚道，形成一个循环回路。

特点：为圆形带凸键，不能浮动，一个螺母上装有2～4个均匀分布的反向器(2 ～ 4列)，反向器沿螺母圆周方向均匀分布。

浮动式：即反向器为浮动式，槽内拱形片簧，外有弹簧片，弹簧的弹力始终给反向器一个径向推力，使回珠槽内的滚珠始终与丝杆表面保持一定的压力，使槽内滚珠对反向器起到 自定心的作用，浮动式反向器可以做到无间隙有预紧，刚度较高，通道流畅，摩擦特性好，制造成本较高。

内循环的特点：
（1）回路短，滚珠的数量少，摩擦损失小，传动效率和传动灵敏度高； （2）螺母径向和轴向尺寸较小，反向器刚性高； （3）工作可靠； （4）精度要求高；
r/min)
/)(111211121121刚轮的转速（式中
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=---==-高），故速比为柔轮齿圈的变形量（波式中
（5）反向器加工、装配、调试较困难，吸振性能差，
适用于高精度的精密进给和轻载系统。

3.5.1 轴系概述
定义：轴系由轴、轴承和安装于轴上的传动体、密封件及定位件组成。

功能：支承旋转零件、传递转矩和运动。

组成：轴系按其在传动链中所处的地位不同可分为传动轴轴系和主轴轴系，一般对传动轴的要求不高，对主轴有较高的要求。

温升和热变形
轴系组件热产生的原因：运动件摩擦、搅油热量、加工区热量和环境热辐射等。

后果：
○主轴组件温升和热变形，使系统各部件间相对位置精度遭到破坏，影响系统的工作精度；○热变形造成主轴弯曲；
○使传动齿轮和轴承的工作状态变坏；
○使轴件和轴承、主轴与支承座之间已调整好的间隙和配合发生变化，影响轴承的正常工作，加速齿轮和轴承等零件的磨损。

主轴的温升梯度不要大，要温度场对称.
典型主轴轴承配置形式
1）速度型
主轴前后轴承都采用具有良好高速性能的角接触球轴承(双联或三联)。

○当轴向切削分力较大时，可选用接触角为25°的球轴承；
○当轴向切削分力较小时，可选用接触角为15°的球轴承。

○角接触球轴承的承载能力较小，因而适用于高速轻载精密机床，如高速镗削单元、高速CNC车床。

2）刚度型
前支承采用双列短圆柱滚子轴承承受径向载荷和60°角接触双列调心推力球轴承承受轴向载荷。

后支承采用双列短圆柱滚子轴承。

这种轴承配置的主轴部件，适用于中等转速和切削负载较大，要求刚度高的机床。

3）速度刚度型
前支承采用三联角接触球轴承，后轴承采用双列短圆柱滚子轴承。

4）三支承主轴
主轴箱长度较大，主轴支承跨距超过两支承合理跨距很多，增加中间支承有利于提高刚度和抗振性。

为保证主轴组件的刚度和旋转精度，通常只有两个支承(其中一个为前支承)起主要作用，而另一个支承(中间支承或后支承)起辅助作用，即处于所渭“浮动”状态。

辅助支承常采用刚度和承载能力较小的轴承，并选用其外圈与支承座孔配合比主要支承松1～2级。

统计结果表明，80％左右的机床采用前、中支承为主要支承。

合理布置肋板和肋条
肋板又称隔板，肋条又称加强肋。

肋板和肋条作用:使作用于支承件局部的载荷通过它们传递给其它部分→使整个支承件承受载荷→提高支承件的自身刚度。

肋板是在支承件两壁之间起连接作用的连接板。

纵向肋板：提高抗弯刚度；横向肋板：增加抗扭刚度；斜向肋板：提高抗弯和抗扭刚度作用。

为了有效提高抗弯刚度，纵向肋板应布置在弯曲平面内。

4.4.2热变形和热应力
支承件的热变形分为自由状态热变形和非自由状态热变形。

由于温度变化，机电装备中的。