说明书、外文翻译

金属线材自动绕装机设计

1.绪论

1.1双金属线材及其应用

当今社会生产制造业迅猛发展，原材料消耗巨大。在现代化工业企业中，电力早已成为第一能源。有色金属作为导线的重要原材料其消耗量也是惊人的。

众所周知，导线的表面导电率最高。而且导线一定要有足够的横截面积，所以为了降低成本，节约有限的有色金属资源，双金属导线孕育而生。所谓双金属线材，就是用导电率相对较低的铝作为线心，用导电率较高的铜包在外面。如图所示。

铝铜 图1-1双金属线示意图

其有以下优点：

(1) 降低成本。因为其主要原材料为铜和铝（铝做线心铜包在外部）

(2) 减轻比重。

(3) 节约有限的有色金属资源。

因此，双金属线材的市场潜力巨大。在国外，美国已经有了比较完善的生产工艺过程。其在双金属线材的生产技术方面处于领先地位。生产设备比较先进，基本实现自动化生产。在国内，我国积极引进国外先进技术，但是生产工艺还不完善，生产设备短缺，目前还处于起步阶段。

根据双金属线材的直径不同现在双金属线材主要应用在电力

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工程和通讯工程上。但是在不久的将来，双金属线一定会以它的自身优势逐步取代现在的单金属导线。

1.2绕装机的作用和目前状况

绕装机是双金属线生产中最后环节封装,完成家用电器,电机及工业电机线圈绕制的电工专用设备.

它主要目的是把生产出的双金属线缠绕成卷，便于运输。由于是生产的最后环节，所以一定要保证设备不会对产品构成破坏，也要求有记数系统以便于统计产量和方便销售。国外绕线机的线嵌设备已由电器自动控制发展到微机控制.有些还具备关键部位的状态监视和故障诊断功能.然而我国在这类设备的控制方面还基本上采用传统的电器控制,生产效率低,线圈绕制的质量差,属于半手工半自动的操作方式.

本次设计题目为双金属线材自动绕装机设计，本项目属于实际生产中的技术改造的装备开发设计。该装备主要用于新型双金属材料的制造生产，该设备实现自动化生产，达到高效、可靠、生产率提高的目的。在目前国内的生产厂家中，绕装过程大多为人工操作，生产效率低，缠绕精度不高。此设备的研制可以改善这一状况，节约劳动力成本。

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2. 绕装机的构成及其工作原理

2.1双金属线材绕装机的工作原理

绕装机由绕线机构、排线机构、张紧机构三个主要部分组成。 在线圈卷绕之前先做好准备工作，将双金属线穿过张紧力产生装置，然后再穿过安装在丝杠螺母副工作台上的导向装置，最后才按照一定的传动关系卷绕在卷筒上。

电动机与主减速器相连接，开动电动机后主轴开始转动，绕线开始。双金属线通过张紧机构，可以保证缠绕时金属线上具有一定的张紧力。从而保证金属线能够整齐紧密的卷绕在卷筒上。

步进电机控制排线装置：步进电机转速控制排线速度，转向控制丝杠的移动方向，换向位置由安装在导向光杠上的红外线接收管来控制。在导向装置上的辊子上安有霍尔元件，可以记录绕线长度，测量线材移动的速度。

卷筒由胀紧装置固定在主轴上，充分保证了卷筒和主轴的同步转动，以完成绕线功能。涨紧力是由内部截面为锥形的衬套和主轴端部的锥面之间的挤压力所提供的。上、下料时辅助支撑处的轴随着安装在其下部的滑动丝杠进行轴向移动。使卷筒有足够的空间可以装卸。

2.2双金属线材绕装机设计过程中的方案对比

设计过程中所遇到的主要问题是张紧力的产生和卷筒部分支撑。

2.2.1张紧力的产生方法

张紧力的产生可以有三种方法：

第一种拉紧装置俗称“九曲桥”，线架为简单的焊接结构，其

上焊有放一个或多个线盘的悬挂轴。拉紧装置由立柱与胶木轮，再至绕线机绕线模上。双金属线在拉紧装置上的胶木轮间反复弯曲变形通过，产生绕线过程中的张紧力，该力的大小可以通过调整双金属线材穿行胶木轮的数量来控制。但是在生产过程中存在着很多的缺陷。金属线材的反复弯曲，造成线材的“软作硬化”现象。由于

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双金属线反复弯曲，通过多个胶木轮，摩擦力很大，还有可能导致线

材的不均匀变形。

第二种张紧力的产生装置是依靠配重块来产生张紧所需要的

力。其具体结构如下图2-1所示。

绕线时，先将线盘上的两对称轴向拉紧螺杆卸下,将两端板紧贴于线盘两圆盘外侧,通过两螺杆将两端板与线盘固定于一体,然后将线盘中心孔套入线架悬挂轴上,轴端拧上防脱螺母,再将剪断的三角带放入带槽的端板槽内,三角皮带一端固定于线架上,另一端吊挂配重块,双金属线从线盘出来,经导向轮至绕线机绕线模上。绕线过程中线盘转动,三角带对线盘施加摩擦力,形成金属线的拉紧力,该力的大小可调整配重块的数量来控制。

这种装置张紧力的产生是采用三角带对线盘的摩擦来实现的，皮带的强度是有限的，即下面可以加载配重块的重量也是有限的，因此所能产生的张紧力的范围很窄。本机构主要是对线径为3-5mm的双金属线材进行绕制，所以需要较大的张紧力。这种方案显然不能提供足够大的张紧力，是不符合生产要求的。

第三种设计方法是通过摩擦盘来产生张紧力的，双金属线从两个压紧轮中间通过，由于其中一个压紧轮与摩擦盘相连，摩擦盘的

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制动作用使金属线材上产生一定的张紧力。摩擦盘依靠压紧弹簧相互挤压在一起，可以通过改变弹簧的变形程度，调整弹簧的几何参数来控制摩擦盘间的压紧力，进一步控制张紧力的大小。这种方法设计简单，工作可靠，易于调节，并且可以产生所需的较大张紧力，所以这次设计中就采用这种方法。

2.2.2卷筒部分支撑方法

辅助支撑部位的结构可以有很宽的选择范围。如可以采取气压缸，液压缸驱动辅助支撑轮往复运动完成支撑（具体结构如下图2-2所示。图中1为辅助支撑轮，图中2为气压缸），但是此种结构设计中对于辅助支撑辊子的安装定位精度的要求很高，如果定位不够精确辊子就有可能起不到辅助支撑的作用，或者会导致卷筒的中心轴线并不是水平的而引起卷线误差。另外，由于在绕线过程中卷筒的质量越来越大，也就是说施加在辅助支撑辊子上的力也会越来越大，因此对于气压缸的密封性的要求很高。综合上述的各种因素，这种方案的可行性较差。

本次设计中采取辅助支撑轴来对卷筒进行支撑，卷线的过程中支撑轴伸入卷筒的筒芯内部。通过安装在滑动丝杠上顶紧轴（也就

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是辅助支撑轴）的往复直线运动来实现卷筒的涨紧与放松。

卷筒的安装设计时，可以采取涨紧轴完全伸入卷筒芯部（图2-3）和部分伸入卷筒芯部(图2-4)两种方案。如果采用顶紧轴完全伸入卷筒芯部的方案时，卷筒在安装和拆卸过程中，轴的行程很大，则所需要设计的滑动丝杠导轨部分的长度很大，不仅精度不容易控制，而且设备整体所占的空间也要增大。对卷筒的芯部和轴的加工配合精度的要求也很高，如果配合精度不高，很可能会导致轴根本不能装入卷筒的芯部。另外，支撑轴根部的最大弯矩增大，根部受力易于断裂，对支撑轴根部强度要求增高。

当轴采用部分伸入卷筒的芯部时，不仅轴的行程小，卷筒拆卸容易，对轴的加工精度和强度要求较低。

图2-3

图2-4

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2.3 双金属线材自动绕装机的基本参数的选定

选取双金属线材的直径为d0=4mm；

卷筒的初始直径dmin?100mm：卷筒的最大绕线直径

dmax?500mm。卷筒的绕线部分的半径为l?500mm，可以初步选取卷筒的转速为60rad/min。

可以查取机械工程手册可得铜的抗拉强度为?bc?230Mp；铝的抗拉强度为?bA?75Mp。

双金属线材的抗拉强度的计算过程中可以取抗拉强度较低的铝来计算，则当线材内的应力达到抗拉极限应力时的力

Fmax??bA.A?75??4?d02

2 ?58.9d0

?58.9?42?943.2N 可以选取张紧力为F?500N。

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3.绕线机构设计

3.1方案确定

绕线部分主要由三相异步电动机，双级圆柱齿轮减速器和顶紧轴部分组成，如图3-1所示

三相异步电动机是有两个基本部分：定子（固定部分）和转子（旋转部分）。它的转子根据构造上的不同可以分为两种形式：鼠笼形和绕线式。三相异步交流电动机是生产上主要使用的交流电动机，它被广泛的应用于驱动各种金属切削机床、起重机、锻压机、传送带、铸造机械、功率不大的通风机及水泵等。

顶紧轴部分可以由滑动丝杠所带动沿着轴向移动，使卷筒可以有足够的空间完成装卸工作。卷筒上的张紧力是通过安装在卷筒芯部的涨紧套来完成的，顶紧轴伸入涨紧套内部，并通过轴向移动使卷筒和涨套紧密的压合在一起。接触面上产生很大的压紧力，于是在顶紧轴转动时，可以在接触面间产生足够大的摩擦力，从而保证了，卷筒同旋转轴的同步运动，完成绕线功能。

这里选用的滑动丝杠可以将丝杠的螺旋运动转化为顶紧轴的直线运动。滑动丝杠具有结构简单，加工方便，易于自锁和传动平稳的优点.

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3.2技术设计

3.2.1对顶紧轴的强度校核：

卷筒上绕满双金属线材时，即卷筒的直径达到最大值500mm时，卷筒的总的重量是Gmax

22???d?dmaxmin Gmax的计算： Gmax???hgV?9.8?h? ???50044????5002?1002? ?9.8?h????500

4??4 ?0.92?h

等式中参数的意义 ?h是双金属线的有效密度

V为双金属的体积

可以查工程材料手册知到：铝的密度为?l?2.7g/cm2

铜的密度为?c?8.9g/cm2 选取较大的铜的密度来计算： Gmax??8220.3N 可以选取卷筒本身的质量为：20N

则可易知：Gmax?Gmax??20?8220.3?20?8240.3N

设计出顶紧轴的结构如下图；

由于顶紧轴要承受的是轴向力，所以可以选用圆锥磙子轴承，这里选取圆锥的型号为（32013），轴承的主要技术参数为

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d?65mm，D?100mm，T?23mm，a?22.4mm，Cr?82.5KN，各段的

尺寸如图上标注所示。则可以通过计算来校核轴的弯曲强度。可以得到轴的径向受力分析图：

根据上面的受力分析，可以列出下列方程组：

?G/2(70?39)?F2?288.8??G/2(288.8?109)?F1?288.8 ?F?F?G/22?1可以解得： F1?2837.6N F2?777.52N 各个力的方向如图所示。

由于金属线的张紧力并不在卷筒上产生，即张紧力不作用在卷筒上。所以可以忽略切向力。卷筒只受到轴向力和径向力。 可以画出顶紧轴上的的弯矩图

M1?F2?288.8?777.52?288.8?224548N?mm

可以看出在F1作用点处，轴上的弯矩达到最大值M1。

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在这里轴的抗弯截面系数W??d332???65332?26961mm3

接着可以根据弯扭合成轴的强度条件：

?M???T? ?ca????4???W2W????22M2???T?W2????1?

来进行校核。式中各参数的物理意义和单位是： ?ca?轴的计算应力，单位为Mp。 M? 为轴所受的弯矩，单位为N?mm T? 为轴所受的扭矩，单位为N?mm W? 为轴的抗弯截面系数，单位为mm3 ???1??为对称循环变应力时轴的许用弯曲应力 则带入数据可以得到：

2245482 ?ca??8.33Mp????1?

26961则可以知道轴满足强度要求。

3.2.2对轴上的圆锥辊子轴承的校核：

由图可知，顶紧轴前端的锥形轴处的锥度为 1：10，可见锥度轴的长度为75mm,可以取当量直径为dw=65mm.

?.N.

dw=Tmax 则可知 2Tmax?500?250mm?125N.mm2?1252Tmax==13736.26N dw?0.28?65?10?3

由于套筒和轴均为钢制结构，可以根据经验选取摩擦系数 ?=0.28

N=

又可以由图3-5示的关系可以知道：

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F=N.sin?=其中?=arctan1 10

2?125?sin?2Tmaxsin?=

0.28?0.065dw?2?125?sin(arctan则 F=

0.28?0.0651)10=1367 N

这里所求出的力F为滑动丝杠处的轴向力，也就是作用在圆锥辊子轴承上的轴向力。经过分析可以知道，靠近外部的轴承所受到的轴向和径向载荷都是最大的，所以仅仅对它进行校核。

由手册可以查取e?0.46，Y?1.3，Y0?0.7。由于

?eF/F1?1367?/283?07. 460.48则可以取X?0.4，Y?1.3。由于系统的载荷有轻微的变化，可以选取fp?1.1，则轴承的当量动载荷p为：

p?fp?XFr?YFa??1.1?(0.4?2837.6?1.3?1367)?3203.4N 可以查得32013型圆锥辊子轴承的额定动载荷为Cr?82.8KN

106?Cr演算轴承的寿命 Lh??60n1?p6?? ?103 ?10?82.8?7????1.4?10h 60?60?3.2?假设每班工作8小时，每天工作两班，一年300个工作日。则

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轴承的寿命为2965年，原远满足寿命要求。

3.2.3滑动丝杠部分的设计：

滑动丝杠采用混合式步进电机来驱动，顶轴的进退通过步进电机的正反转来控制；顶轴的移动速度通过步进电机的转速来控制这里可以选取110BYG3501型混合式步进电机。电机的步距角为

0.6?/1.2?，驱动电压为220V，净转矩为10N?m，转动惯量为11.3kg?cm2，

重量为8.0kg。

在前面圆锥辊子轴承的计算过程中已经求出滑动丝杠内部的作用力F?1367N。

辅助支撑部位的滑动螺旋丝杠传动部分的设计：

(1)可选择梯形螺纹。牙形角?=30?，螺纹副的大径和小径处有相等的径向间隙。牙根强度高，螺纹的工艺性好（可以用高生产率的方法制造）；内外螺纹以锥面贴合，对中性好，不易松动；采用剖分式螺母，可以调整和消除间隙，但是其效率低。

(2)轴向载荷F=1367N 部件材料的选择

螺杆材料：淬火钢，许用压强?P?=10-13MP，这里可以选取12 MP 螺母材料：青铜 ，滑动速度的范围6-12m选用部分式螺母 ?=2.5， ?=0.8 则螺杆的中径d2=?R=0.8???p? min1367=5.4

2.5?12由于未考虑工作台与导轨之间的摩擦，所以中径的值应该大于5mm 选择梯形螺纹的工称直径d=32mm ,螺距p=6mm d2=D2=d-0.5p=32-0.5?6=29mm

d1=d-2(0.5p+ac)=32-2(0.5?6+1.5)=23mm 所以可以选择以下螺母：

螺母的高度H=?d2=2.5?29=72.5mm 螺纹的圈数Z=

H72.5==12 P6 13

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螺纹的工作高度h?0.5p=0.5?6=3mm 工作时的压强 p?F1367??0.42mp

导程s?p?6mm 螺旋升角?

? =arctans6?d=arctan2??29=3.678?

当量摩擦角

?'?arctanf=arctan0.07=4.145?? cos?2cos302 f =0.07（淬火钢对青铜） ?

因此可以自锁。 螺杆抗压强度的校核： 当量应力 ?=(4F?d2)2?3(Td3)2 10.21?5005002 =??4?1367?2??2?3????232???3??3?

??0.2?23???? =29.82Mp???? 这里的???表示螺杆的许用应力，则?????s3?5

?s为材料的屈服强度，对于45号钢来说?s?355Mp，面的计算可以知道螺杆的强度是满足要求的。 螺纹牙强度的校核：

螺纹牙底的宽度 b?0.65p?0.65?6?3.9mm 螺杆剪切强度的校核

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则由上

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??F1367=0.4Mp〈??? ??d1bz??23?3.9?1245号钢材的抗剪切强度为346.41Mpa，则螺杆的强度满足强度要求。

螺杆弯曲强度的校核计算： ???b?1.1?????1.1??sn?1.1??s4?1.1?355?97.625Mp 4 ?b?3Fh3?1367?3??0.933Mp???22?d1bz??23?3.9?12?b

其中?s为45号钢材的屈服极限，数值为355Mp。n为材料使用时的安全系数。 螺母剪切强度的校核： ??F1367??0.29Mp????dbz??32?3.9?12??30Mp

螺母弯曲强度的校核：

3Fh3?1367?3??0.67Mp???22?dbz??32?3.9?12?b?螺杆的稳定性校核：

?b?40Mp

螺杆的最大工作长度为l?350mm，由于螺杆两端固定，所以可以选取??0.5

i?Iad123???5.75mm A440.5?350?30.4Mp?85Mp（淬火钢） 5.75?li?Fc?4801?0.0002(?li.)2?d124480??232??=168317.8N 21?0.0002?30.44 则有

Fc167317.8??123??4 F1367 15

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可知满足稳定性要求。 传动效率的计算

tan?tan3.678???0.97?0.97??0.454?45.4% '??tan(???)tan(3.678?4.145) 滑动丝杠也要受到轴向力的作用，所以滑动丝杠的支撑处可以采用圆锥辊子轴承，根据滑动丝杠的几何参数可以选取32004型圆锥辊子轴承。轴承的主要参数为d?20mm，D?42mm， T?15mm，

B?15mm，a?10.3mm，Cr?25KN。

联轴器的选择与校核：

选取?16，Y型，L?52mm 联轴器上的键用b?h?l?8?7?40 联轴器上的螺栓为?10绞制孔螺栓。由于此轴在工作过程中基本上不承受扭转应力，所以联轴器上的螺栓不会承受很大的挤压应力和剪切应力。这里的螺栓的强度就不予以校核。

3.2.4.导轨的设计

顶紧轴要靠滑动导轨来支撑，顶紧轴在滑动导轨上往复移动。这里的导轨的样式和尺寸如下图所示：

图3-6 滑动导轨处燕尾槽的尺寸

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4.排线机构设计

4.1方案确定

图4-1 排线机构方案

如图4-1，排线部分主要是由三相异步电动机、刚性联轴器、滚珠丝杠组成

可以选取BNFN4008?2.5型滚珠丝杠，则丝杠的主要的技术参数如下：

丝杠的外径d?40mm 导程l?6mm

丝杠的谷径dg?36.4mm 滚珠中心径dp?41.0mm 滚子的直径为d0?dp?dg?40.0?36.4?3.6mm 滚珠丝杠的螺旋升角?。则

tan??l??dm?6?0.050

?d?dg?2所以可知 ??arct?an0.050? 2.862??滚珠丝杠的轴向固定可以通过圆螺母来进行。圆螺母多为细牙螺母常用于较大的联接，这种螺母便于使用钩头扳手装拆，一般配用圆螺母止动垫圈，常与滚动轴承配套使用。

可以通过步进电机的正反转来实现双金属线的往复运动；通过步进电机的转速来控制排线的速度 。

丝杠可以通过对称安装在它两侧的光杠来导向。光杠保证了丝杠的螺旋运动可以正常转化为螺母的直线运动。安装在光杠上的红外线接收管还可以限制工作台移动的范围。

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4.2技术设计

4.2.1步进电机简介和工作原理

在本设计中采用步进电机为换向机构的驱动部件，主要考虑了可以控制其精确的换向和稳定的转速。步进电机是一种把电脉冲信号转换成角位移的执行元件，每改变一次其励磁状态就转过一个角度（布距角a），若不改变励磁状态则保持一定位置而静止。当一串电脉冲（n个）以一定相序输入惦记时，其转子就沿某一方向转动a?n个角度（以一定机械机构的传动比例可转化为送进长度）。通过控制发出电脉冲的个数和时间，就能控制生产显得送进位移规律，改变电脉冲的得电相序，就能控制电机的角位移方向，步进电机的转速则正比于输入电脉冲的频率，步进电机的启动、运行、停止通常是个从低频向高频再到低频阶段过渡的发电脉冲过程。

该种电机其特点归纳起来有：可以用数字信号直接进行开环控制，整个系统简单廉价；位移与输入脉冲信号个数相对应，步距误差不长期积累，可以组成闭环控制系统；无刷，电机本体部件少，可靠性高；易于启动、停止、正反转及变速，响应性也好；停止时，可有自锁能力；步距角选择范围大，可在几十角分至180度内；在小步距角情况下，通常可以在超低速下高转距稳定运行；速度调节范围广，并可实现一台控制器控制多台步进电机完全同步运行；步进电机带惯性负载的能力较差；存在高频易失步，低频易共振的缺点；步进电机必须有专门的驱动电源供电。

电磁步进电机分为磁阻式（反应式）、永磁式和永磁感应式（混合式）。其相数可分为：单相、二、三、四、五和八相等，增加相数可以提高电机的运行性能，但同时其结构和驱动电源就更复杂，增加成本。

如图，三相反应式步进电机的横截面。它的定子有三对磁极，每一对磁极上绕着一相绕组，绕组通电时，这两个磁极的极性相反；三相绕组接成星形。定转子的齿距通常相等。图中所示转子齿数为40，则每个齿距对应空间角度是360o/40o?9。当某一相绕组通电，会形成一定的磁场，而当定转子齿的相对位置不同时，磁路的导磁

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会变化，定转子齿对齿处的每个级磁导最大，定转子齿对槽处的每个级磁导最小。转子的稳定平衡位置是使通电磁路的磁导为最大的位置，所以某相通电就是使该相定转子齿对齿。若A相通电后，B相再通电时，B与A的绕组轴线夹角为120度，中间包括齿距数120o/9o=13+1/3，这样，当通电顺序是A→B时，转子会沿ABC的方向转过1/3齿距。同理， B→C时，转子又会沿ABC方向再转过1/3齿距 ，C→A时，转子又会沿ABC方向再转过1/3齿距，可见，在连续不断地按A—B—C—A—B??的顺序分别给各相绕组通电时，转子会沿ABC方向以每次转过1/3齿距，即3度的空间角，连续的转动。其中，磁场的转速与转子转速的比等于转子齿数。同理，如果按A—C—B—A—C??的顺序通电，则转子会沿ACB方向转动。也就是说，改变电动机的通电顺序，可以决定电动机的转向。上述通电方式都是三相单三拍运行方式。三拍

（A—AB—B—BC—C—CA—A—AB—??）方式运行，后者是前者的一半步距角。总之，同一台步进电机，可以有不同的通电方式和不同的运行拍数，ZR表示转子齿数，则每改变一次通电状态时转子转过角度的平均值称之为步距角，用?b表示，则：

?b=

360om1zr

步进电机的矩频特性很重要，它可以反映步进电机的带载能力大小。

图4-2 步进电机转子平衡示意图

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4.2.2步进电机的控制

步进电机不能直接接到交流电源上工作，而必须使用专用设备：步进电机驱动器。步进电机驱动系统的性能，除了与电动机自身有关以外，也在很大程度上取决于驱动器的优劣。步进电机驱动器主要构成如图。

图4-3 步进电动机驱动器构成示意图

4.2.3 步进电机的选取

卷线的过程中必须保证卷筒和丝杠之间满足一定的运动关系，才能使双金属线均匀紧密的卷绕在卷筒上。即必须满足： n1d0?n2p

其中卷筒部分的速度已经初定n1?60rad/min，，d0?4mm，p?6mm。则由上面的关系式可得：n2?40rad/min。在丝杠的传动过程中可能所受的最大的转矩为：

Tg?FS?d50040???3.4N?m 232则所需的步进电机的功率为

p?Tgn29550?3.4?40?0.015kw 9550为了使传动的安全可靠，并且系统可在有冲击时也可以正常的工作。可以选取110BYG3501型混合步进电机，驱动电压为220V。

4.2.4 铰制孔螺栓的强度校核

步进电机和滚珠丝杠之间通过G?Y 型刚性联轴器相连，凸缘联轴器利用铰制孔螺栓对中，这种螺栓连接是依靠螺栓与螺栓孔壁之间的挤压来传递转矩的，不但减轻了螺栓的预紧力，而且还提高了其传递转矩的能力。刚性联轴器的边缘均布着6个铰制孔螺栓，则可由力矩平衡的条件可以计算出每个铰制孔上所承受的力F1（按

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照螺栓分布在刚性联轴器凸缘的中心来进行计算）。螺栓中心的距离联轴器的中心的距离r为：

r?D11401?(D?D1)????90?40??32.5mm 2424因为张紧力由专门的机构产生，所以丝杠上仅仅承受很小的力，假设丝杠和用于导向的两个光杠各承受三分之一的张紧力（这也是丝杠受力的最大一种情况）。可求得F1。

500d?3250040 6?F1?32.5??

326F1r1? F1?17.09N 螺栓与孔壁的挤压强度： ?p?F117.09??0.089MPa d0lmin11?17.5螺栓和孔壁均可以用45号钢。45号钢一些基本参数为： 抗拉强度：600Mp 屈服强度：355Mp

1 抗剪强度=?抗剪强度?346.41Mp

3 45号钢的挤压应力为???p???100?120Mp 则易知 ?????p?? 螺栓的剪切强度条件的校核： ???4F1d02?17.09?4?0.18Mp?346.41Mp

?112可以知道螺栓的剪切强度也符合要求。

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4.2.5 键的强度的校核

联轴器与滚珠丝杠轴连接处的轴的型号；?24 Y1型

b?h?l?8?7?35

F1?P1?2T?d12?50040?32?277.78N 24F1F1公式中的参数及其意义； ?k1l1k1(L1?b1)P1为键的侧面的挤压强度。

l1为键的工作区域的长度，对于圆头平键l1?L1?b1 k1为键与轮毂键槽的接触高度，查手册可以知道k1?h1?t1

查取键的参数带入上面的等式： P1?F1277.78??2.87Mp

?h1?t1??L1?b1??7?3.3??35?8?查取手册知道钢在轻微波动的情况下的抗压强度为

???p???100Mp?120Mp。

键在传动过程中除了受到挤压应力，还受到剪切强度的作用，但是剪切强度很小，这里不予以详细的计算和分析。

凸圆联轴器上与电机的伸出轴相连处键的型号为：?16 J1 型

b?h?l?5?5?23

同理 P1?F2F2 参数的选取及其意义同前。 ?k2l2k1(L2?b2) 键的挤压强度的计算：

2T2?d12?50040?32?416.67N 16 F2? P2?F2416.67??6.62Mp????p?? h?tL?b7?3.323?8?22??22?????可以知道这个键的强度也是符合要求的。

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4.2.6 螺母工作台上排线导向装置的设计

双金属线从两压紧轮中间通过后就产生了一定的张紧力。张紧后的金属线穿过安装在丝杠螺母副工作台上的导向轮，最终缠绕在卷筒上，完成绕线工作。导向装置是由两个导向轮和一个托线辊组成，导向轮可以使金属线材平稳的按照预定的方向输送到卷筒上；托线辊可以使金属线保持在两个导向轮中间，避免了由于线材脱离而引起的误差和损害。

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5.张紧机构设计

5.1方案确定

图5-1 张紧装置方案

张紧装置主要是用于产生双金属线上的张紧力。恒定的张紧力可以使金属线均匀紧密的缠绕在卷筒上。线在绕制的过程中必须使用适当的张紧力拉直。张紧力不宜过小，也不宜过大。张紧力过大，双金属线拉伸变形，有时还可能将线材拉断；张力过小，双金属线拉不直，被绕制线圈匝间贴合不好，线圈的截面尺寸超差。方案中采取摩擦盘来产生张紧力，张紧力的大小可以通过压紧轮之间的挤压力来控制。摩擦盘之间通过压缩弹簧压紧，可以通过调节弹簧的变形程度和几何参数来控制其所产生的摩擦力。

因为在绕线过程中，要求摩擦盘总是处于工作状态，即两摩擦盘总是具有相对的转动。长时间的磨擦使摩擦盘很容易破损，失去工作能力。这样就需要经常更换摩擦盘，不仅增加了运营的成本，而且还耽误了宝贵的生产时间，经济效益不好。所以可以在摩擦盘的表面安装耐磨性好，拆装方便的摩擦片。摩擦片失效时可以及时更换，而摩擦盘还可以继续使用。摩擦片不仅价格便宜，而且装拆容易，延长了摩擦盘的寿命，节约了生产时间，降低了运营成本。

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5.2技术设计

（1）可以选取压线盘的直径D1为100mm，摩擦盘的有效直径D2为200mm。摩擦盘间的摩擦系数为??0.1。

作用在压紧轮上的旋转力矩： M?FZ?D1100?500??25000N?mm 22根据转矩平衡原理可以知道：摩擦盘处产生的转矩同压紧轮上的转矩相平衡，即：

??FQ?D2D?FZ?1 22带如已知的数据可以得；FQ?2500N（弹簧内的压紧力） 可选取摩擦轴的直径为d?30mm，作用在摩擦盘轴内剪切力?为

M25000??4.63Mp?????25Mp Wt0.2?303?? （2）压缩弹簧的几何尺寸的计算：

材料直径d?8mm；弹簧的中径D?32mm；弹簧的内径

D1?D?d?24mm；弹簧的外径D2?D?d?40mm。 旋转比 C?D32??4 d8GD 8c2k 有效圈数 n? 在这里D?32mm，c?4，k?1234N/mm。热轧弹簧钢

(GB12552CrmrA，切变摸量G?78Gpa?78000Mpa

n?78000?32?15.8

8?16?1234取n?5，则压缩弹簧的支撑圈数为n2?2 总的圈数为：n1?n?n2?5?2?7 节距 p??0.28?0.5?D?d?fn??1?8?2?1?11mm n间距 ??p?d?11.8?8?3.8mm

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自由长度 H0?pn 6?1.5d?11?5?1.?5?8mm7工作长度 Hn?H0?fn?67?1?0mm57 螺旋角度 ??arctanp11?arctan?6.24? 最大芯轴直径 最小套筒直径

?D3.14?32Dxma?x20mm

Dtmi?n44mm

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6.绕线机的控制

控制单元的作用是完成绕线机各种动作控制，控制系统的结构功能如下图所示。

整流电源与电池 80C3 耦 光 光耦 刹车装置 直PWM驱动装置 流电绕头 机 供电控制 1 速测量 转 光耦 变细分析驱动步进电EPROM

位置测量 排线机构 机 图6-1控制功能结构图

6.1控制微机及配置

控制微机为80c31，由整流电源和后备电池供电失常迫使绕线过程停止时，80c31切换为电池供电并运行于低功能睡眠状态，其内部RAM储存保护已经绕制圈数、需要绕制圈数等重要的数据并锁定各种控制信号，直至电池恢复正常以后，在根据数据记录继续工作。

6.2排线机构运动控制

高质量的排线过程要求绕头旋转一周时排线机构在排线方向上移动一个线径的距离。对于上述排线机构在排线，其运动要求变为：绕头旋转一周，控制器向步进电机发送一定数量的驱动脉冲，

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使排线机构完成一个径向的位移运动。脉冲数为整数，由线径和脉冲当量的商决定，而步进方向由排线方向决定。为了满足移动一个线径步进脉冲数为整数的要求，特对步进电机进行了变细分驱动，通过不同的细分方式得到不同的脉冲当量。例如，由步距角为

?0.?9/1.8合式步进电机和导程为8mm的滚珠丝杠组成的排线机构，混

整步方式即1.8?步距角运行时的脉冲当量为40?m；而8细分方式运行脉冲当量为5?m；10细分方式运行脉冲当量则变为4?m。对于1mm线径的绕线，排线机构由整步方式驱动移动一个线径需要25个脉冲；而线径为0.5mm绕线利用4细分方式驱动，移动一个线径需要50个脉冲。

因此，控制微机对排线机构的控制过程为：根据线径确定步进的细分数以及移动一个线径需要的脉冲数，并在绕头旋转一周的时间内根据绕头转速向步进电机细分驱动器发送确定数目的步进脉冲，即可达到绕头旋转一周排线机构在排线方向上移动一个线径的目的。

6.3状态监控控制单元

绕头旋转监视单元的作用是实现绕制线圈数统计、转速检测以及绕头旋转一圈排线机构移动一个线径的协调控制。使用的传感器为霍尔元件。控制微机通过对霍尔元件输出的脉冲信号的统计处理得到绕头转速和绕线圈数等参数。

霍尔元件按被检测的对象的性质可将它们的应用分为:直接应用和间接应用。前者是直接检测出受检测对象本身的磁场或磁特性，后者是检测受检对象上人为设置的磁场，用这个磁场来作被检测的信息的载体，通过它，将许多非电、非磁的物理量例如力、力矩、压力、应力、位置、位移、速度、加速度、角度、角速度、转数、转速以及工作状态发生变化的时间等，转变成电量来进行检测和控制。

卷筒的有效长度监视单元，是在与绕头平行的光杠上对齐卷筒两端有效内测面安装的两组红外线接受管，而红外线发射管安装在螺母上，由此对排线机构左右移动范围进行界定。

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光电耦合器可工作于开关状态，传输脉冲信号。在传输脉冲信号时，输入信号和输出信号之间存在一定的延迟时间，不同结构的光电耦合器输入、输出延迟时间相差很大。这里的光电耦合器起到了开关的作用。

另外，系统的控制软件实行模块化设计，包括：初始化模块，键盘、显示管理模块，数据处理模块，绕制圈数统计模块，排线控制模块，绕头转速检测、调节控制模块和系统供电失常数据保护管理模块等。数据处理模块根据输入线径确定步进电机细分模式并计算移动一个线径所需要的脉冲数；数据保护模块在系统供电失常时，锁定控制信号、储存保护数据，并在系统供电恢复正常时，恢复系统操作。

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7.结论

本次设计主要完成了金属线材自动绕装机的绕线机构、排线机

构、张紧机构的设计，对控制系统做了基本研究。绕线机构能够可靠的完成绕线以及上卸料功能；排线机构能够准确排线，并与绕线机构能够准确协调工作；张紧力的产生是通过摩擦盘来实现的，摩擦盘在弹簧的作用下压紧在一起，可以通过调节弹簧的几何尺寸，以及弹簧的变形程度来控制摩擦力的大小。本设计总体上设计比较成功。

这次毕业设计，虽然我做了充分的准备，认真的查阅文献和外文资料，但是由于本人知识、能力有限，难免有错误和不足之处，衷心希望老师们能够批评指正。

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致 谢

在本次设计及论文完成过程中，自始至终得到了很多人的支持。在他们的大力帮助下我的论文才得以克服诸多困难并顺利的完成。

首先我要感谢我的指导老师陈殿华教授。每次遇到难点他都给

予我耐心的指导。特别是在细节的修改上陈殿华老师总是不厌其烦的

讲解分析，这使我对问题有了更深一个层次的认识和理解。陈老师平易的性情、严谨的学风、渊博的知识使我由衷的敬佩。在设计中他不仅教给了我很多知识，使我开阔了眼界，更重要的是他教会了我一种创新的思想意识，要用独特的视角和辨证的思维去考虑问题。

这次设计使我受益非浅。设计使我的知识的掌握和运用的能力都在很大程度上得到了提高。陈老师渊博的知识，严谨的治学态度深深的影响了我，这些都将是我日后从事学习和工作的指向标。

在本课题完成过程中，还得到了多位同学和其他老师的帮助。在此，向给予我帮助的老师和同学表示忠心的感谢！

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参考文献

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附录：外文翻译

基于齿面形状误差和接触点位置的考虑，负重相

互咬合传动时的误差分析

1． 绪论

近几年，对于动力传递用的齿车装置来说，降低震动噪音的要求越来越高，相对于搞精度的咬合齿车是必要的，对于一对的齿车的回转传动误差中，与咬合传动误差，齿形误差，还有特殊一类误差也就是包括了齿轮单体的精度，构造误差，齿轮的弯曲变形等这些方面相关，这样对于齿轮的咬合和精度的综合性把握是很有帮助的。

本次研究的内容，对圆柱齿轮的承载啮合误差，齿面形状误差和齿轮的弯曲关系进行了研究。

为了传动用的齿轮的承载悬挂状态的使用，载荷，弯曲变形和齿面形状误差的关系如果能清楚的知道的话，根据齿面测定等得到的数据，齿轮对的承载时啮合传动误差的预测就能够实现。这样，不论是齿轮的啮合状态的把握，还是对高水平的啮合度保持下的齿轮制造都是非常有用的。

对于齿轮负荷悬挂的时候，齿面形状误差和齿的弯曲影响，利用2次元解析法是很容易判断出弯曲接触点出现在再接触面上的情况是很有可能的。但是。对于斜齿轮，因为接触线的回转轴是相对倾斜的，2次元解析法在这兄情况下是无法判定的。对于弯曲作用面上的限定解析方法有很广泛的使用。从作用面的华东来考虑，加上齿面形状误差，扭转角和齿前头的齿面接触位置的滑动误差的影响所反映的来进行解析是有必要的。对于接触位置的变化结果，基础园半径的变化的回归，修整齿面的维持对于斜齿轮的负荷影响是很明显的。

这里，不管是作用面上以外的弯曲进行的假定，还是作用面上以外的齿面全体的考虑对于接触点和负重分布的探求都得根据载荷时的弯曲传动误差分析进行。根据本分析结果，根据2次元解析得

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到的结果和对弯曲作用面上的限定3次元解析法得到的结果相比较同时进行，根据弯曲测试的可以得到的测试结果进行提案的解析法的检查。

2.测定装置和测定方法

弯曲传动误差的测定是采用动力循环式齿轮运动试验机（中心距

156.2cm）。试验齿轮对的轴按照准静态啮合，两轴端按照转台式编码器检测出的会回转角度求出啮合传动误差， 平齿轮的测定为

129600pules/rev，斜齿轮的测定为

18000000pulse/rev的分解能用光学式转台式编码器测定。

3.考虑接触点位置的解析方法

3.1 啮合传动误差的求法

准备解析前，先把某个啮合角度根据驱动齿轮和从动齿轮的基本位置的差算出来，用各看的微小角度的回转，根据全部回转角度的差求出啮合传动误差。

首先，把齿轮基本面做齿面的格子状分割。通过齿面测定得到的齿面形状误差再加上这个基准齿面的各各自的点误差持有齿面就做出来了，通过后述的方法求接触点，这个接触点的位置用于各个格子点上的弯曲计算。 弯曲也是一种看不见的齿面误差，通过格子的附加可以包含其中构成齿面。

通过各个啮合角度的接触点逐个的进行计算。齿面形状误差，与包含弯曲的从动侧齿面相邻的3个格子点看成三角形的多面体，最初装填作为驱动侧齿面对于微小角度?准备先行。如图Fig.1所示的驱动侧齿面的格子点P绕着点Pij参考。ij回转轴回转的时候对接触的从动齿侧面的交点Q，和OPij段与OP段的夹角?ij进行计算。对驱动侧的全部的格子点的角度?ij进行计算，其中最小的为?min，?min是从动齿轮的回转角?对于驱动齿轮的回转角，?min是保持再齿面上的接触点。

用上面的顺序求接下来的接触点，因为初期的负荷作用点是变化的，对于新的接触点群要再进行弯曲计算。新求出的弯曲要加上基准齿面，进行同样的操作计算，接触范围一定限制再阶段之内。

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金属线材自动绕装机设计

接下来，驱动齿轮转动?min角度，从动齿轮再转过微小的回转角度?，计算所有同样的的接触点。按照以上的顺序一直计算到啮合结束。求出各个驱动，从动齿轮的回转角度，啮合传动误差就能够计算出来了。

再者，复数枚啮合的情况，必须要决定于各齿轮的负重分担率。由此对负重分担率的计算的同时，采用能使各个齿轮的?min在一定的容许范围内全部相等的情况的负重分担率。这里各个齿轮对的

?min的差在3.0?rad=0.6sec.以下。齿轮的弯曲的关系，通过接触

齿面的接近量和齿的弯曲变形的量去考虑。 3.2 接触齿面的近似接触领域

接触近似用3次元的考虑方法，下面为判定方法。

I． 齿面近似量?是利用Lundberg解析形式求出的，接触点位

置对齿面的等价曲率半径接触的比较长而求的。

II． 接触领域的挤压近似量?只是近似结果，在两齿面的接触领

域是平面的时候。

把接触领域当作是平面，如图Fig.2所示驱动齿轮齿面上的接触点的法线矢量垂直于平面倒回转平面

??11，

?1的近似量?对应的回转角??2，两个齿面是通过这两个平面切开分割开来的的

，?2分割开面积相等的位置。成

平面。分割位置，两齿面

为平面后的接触领域内的格子点通过再各个品面上的移动，接触近似的结果是变形的齿轮产生的。那么，这个时候各个平面通过分割部分的格子点被看做负荷作用点群。这对于负重作用点群来说3.1所述的操作计算方法是可行的。 3.3齿轮的弯曲，临界弯曲的计算

齿轮的弯曲，临界弯曲的计算是根据梅泽提出的影响系数弯曲计算式计算的。根据梅泽所说的，如果要用这个公式的话对齿面上的任意的点集中载荷作用的时候的任意的点的齿的弯曲量都可以计算。对于从看做接触点群的全部的格子点的载荷分配，和对于各个格子点的全部的弯曲量的总和，一个齿的弯曲，临界弯曲量就出来了。

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4.平齿轮的啮合传动误差

前文中提到，‘负重是沿着齿方向平均分担的’是说是基于2

次元性的判定平齿轮的传动误差进行解析，考虑啮合作用线滑动的情况测定结果大体上相等。平齿轮的解析用2次元判定是足够的可以说，相比于复杂的啮合行为的假象比如对于斜齿轮的本解析法适用的前提下，平齿轮对本解析法也是适用的。下面是适用平齿轮的参数，模数6.0，压力角20。，驱动齿轮的齿数21，从动齿轮的齿数31，齿厚15mm. 4.1无修正平齿轮

如Fig.3所示无修正平齿轮的啮合传动误差的测定结果。为了测定结果的容易比较，各个载荷的测定结果按纵方向等间距相近形状移动表示。负荷是圆柱上单位齿厚接线负重，半无负荷负重22N/mm包含，65N/mm或者65.3N/mm到392N/mm阶段增加。同时。从Fig.3来看2是几何学的计算2齿的啮合领域，1是1齿的啮合领域。

根据Fig.3啮合传动误差曲线是无修整平齿轮特有的梯形的变化表示，根据负重的增加变量也变打是很清楚的。同时，负重的增加通过齿前头啮合的两齿啮合领域越来越大也是能够很清晰的观察倒的。

下面是，和Fig.3同一齿轮对的的对比，通过数值解析的啮合传动误差曲线得出的结果在Fig.4上表示出来了。Fig.4（a）是本解析法用于3次元解析的结果，一齿面的齿面分割数齿形方向60点，齿根方向15点。Fig.4（b）前文说到的开发去2次解析法的结果，齿面分割数是齿形方向200点。确实，Fig.4（b）的2元解析来说，根据齿的弯曲，临界弯曲计算的实际情况。齿的梯形的片保持梁的判定是石川式的齿形方向的任意的点的弯曲梁都可以推广应用。

Fig.4（a）为了求取使用的3次元解析法，根据齿面全体接触判定计算是有必要的。为了节约计算时间齿面分割数比Fig.4（b）要粗略些这是因为Fig.4（a）的啮合传动误差曲线对于Fig.4（b）

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来说不是那么圆滑。然而，随着啮合的进行伴随着传动误差的变化的测定结果这样的倾向也表现出来了，即使这样3次解析法对这种情况的推广运算也是可以求解的。Fig.4的两种解析法的结果，传动误差的变动量的测定结果是不同的，这个是弯曲式的实际的齿轮对的全部弯曲的计算是不准确是有影响的。相对于精度高的弯曲式所得到的结果，可能会更接近。 4.2齿形修整平齿轮

Fig.5对齿形修整平齿轮的啮合传动误差的测试结果进行了表示齿形修整量是驱动，从动轮同是大约20?m，修整开始点是距离齿顶作用线上有约10.4mm的位置处。为了测定结果的比较更容易，表示方法用和Fig.3相同的方法。负荷是圆柱上单位齿厚接线负重，半无负荷负重22N/mm包含，65N/mm或者65.3N/mm到654N/mm阶段增加。

Fig.5可以看出.齿形修整的形象对与低负荷并且两齿啮合领域很大是变化才出现，相反于高负荷的无修整齿轮相同，梯形的变动是随着负重的增加而变大。同时，负重的增加通过齿前头啮合的两齿啮合领域越来越大也是能够很清晰的观察倒的。Fig.3也举出了同样的例子。

下面是，和Fig.5同一齿轮对的的对比，通过数值解析的啮合传动误差曲线得出的结果在Fig.6上表示出来了。Fig.6（a）是本解析法用于3次元解析的结果，考虑到接触点位置的作用线的滑动。Fig.6（b）的啮合作用面上的行动判定是3次元解析的结果。Fig.6（c）是2次元解析的结果。

啮合的作用面上进行当作3次元解析的的结果Fig.6（b）。从两齿啮合领域倒1齿啮合领域的转移，啮合传动误差的剧烈的变化显示出来，可是从实验结果来看我们看不到这个变化。两齿啮合领域的变动幅度也可以由试验结果相比较的算出。令一方面，本解析方法计算出的Fig.6（a），两齿啮合领域到1齿啮合领域的领域于，是滑动移动造成的，通过实验结果可以得到更近似的结果。但是无修整齿轮的情况也相同，齿前头啮合的两齿啮合领

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金属线材自动绕装机设计

域越来越大也是能够很清晰的观察倒的。

从接触点的作用面的滑动来考虑，相对正确的啮合传动误差解析的计算是可以办到的

5.斜齿轮的啮合传动误差

Fig.7是对无修整斜齿轮的啮合传动误差的测定结果的图示。使用的斜齿轮的参数为，齿直角模数5.5，齿直角压力角20。，驱动齿轮齿数21，从动轮齿数31，齿厚40与平齿轮的情况相同，各个载荷的测定结果按纵方向等间距相近形状移动表示。负荷是圆柱上单位齿厚接线负重，半无负荷负重8N/mm包含，25N/mm-100N/mm，100N/mm或者50N/mm到650N/mm阶段增加。同时。从Fig.3来看2是几何学的计算2齿的啮合领域，1是1齿的啮合领域。

Fig.3 Fig.5 Fig.7三者相比较，斜齿轮的啮合传动误差的变动幅度与平齿轮相比是非常小的。为了能看见传动误差的细小变化，根据25N/mm ,250N/mm 500N/mm的3个种负重情况表示从倍率从大到小Fig.8所示. Fig.8所示的3是几何学计算出的3齿啮合领域，2是两齿结合领域。

根据Fig.8，斜齿轮的啮合传动误差曲线，是与平齿轮的曲线不同的呈锯齿形状变动的曲线。这时，啮合传动误差的缓慢，两齿啮合领域相比于3齿啮合领域也要大一些。本解析法使用的斜齿轮对的重复啮合率是不到1的。但是随着负重的增大啮合传动误差的变动量也变大，从3齿啮合领域到2齿啮合领域的领域移动很缓慢这个也是能越来越清晰的看出来。变动量在500N/mm是12秒的程度，与无修整的平齿轮相比是非常小的。

斜齿轮的啮合传动误差分析，得不不到一直的测试结果。对平齿轮的解析是妥当的结果，斜齿轮的啮合传动误差的变动量却非常小，肯能是因为计算精度的不足的原因。

Fig.8的相同的齿轮对，本解析方法使用的啮合传动误差的秋季的实际的各个齿轮对的载荷分担率的推移由Fig.9所示。Fig.9可以看出，载荷分担的推移是一条圆滑的没有特别变化的曲线。

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下面是，为了由于齿面是多面的误差的积，齿面形状误差不存在的齿面无负荷啮合时的啮合传动误差由Fig.10所示。因为理想的情况不产生啮合传动误差，Fig.10的所表现出来的变动有把齿面看做多面体的误差成分。然而，这个变动量最大也只不到1秒，与测试结果的变动量做比较也是有很打的不同，主要原因不是那么简单。这个误差与齿面的分割数量的增加相比的话，是很微小的，所以不是重要的问题所在。

解析结果的不一致有其他的原因，通过载荷的弯曲计算值的问题也需要考虑。斜齿轮的正确的弯曲量的计算公式到今天还是没有确定的，繁盛的数值解析方法有很多，不只是FEM等的数值解析结果是更准确近似的。关于接触接触近似量，本次Lundberg的算式应用，因为这种算式是从无限远的地方的变位弯曲量计算，这个的评价有点过大了。

对于本文的解析，因为特殊接触近似的弯曲的关系的判定很多，这里关于判定的问题就有很多，作为给定的影响系数的弯曲量，斜齿轮的啮合精度的计算还不准确，啮合传动误差的计算结果和测试结果不一致的问题，还需要继续研究。

6.结束语

对于齿面形状误差，接触点位置，作用面上以外的啮合行为的考

虑的啮合传动误差的3次元解析法的提出，实际误差的维持对齿轮对的啮合传动误差的计算是可行的。这个结果，对平齿轮的测试结果也是通过的。对于对斜齿轮的解析满足的结果无法得到这件事情，其中的原因可能还要考虑给定的弯曲量的问题。相对相对正确的斜齿轮的啮合传动误差的3次元解析法是可能的我坚信。 为此，相对正确的斜齿轮的弯曲量的可行性推测是不可或缺的。

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