畢業(yè)設計----金屬線材自動繞裝機設計

1、<p><b>　　1.緒論</b></p><p>　　1.1雙金屬線材及其應用</p><p>　　當今社會生產制造業(yè)迅猛發(fā)展，原材料消耗巨大。在現(xiàn)代化工業(yè)企業(yè)中，電力早已成為第一能源。有色金屬作為導線的重要原材料其消耗量也是驚人的。</p><p>　　眾所周知，導線的表面導電率最高。而且導線一定要有足夠的橫截面積，所以為了降低

2、成本，節(jié)約有限的有色金屬資源，雙金屬導線孕育而生。所謂雙金屬線材，就是用導電率相對較低的鋁作為線心，用導電率較高的銅包在外面。如圖所示。</p><p>　　圖1-1雙金屬線示意圖</p><p><b>　　其有以下優(yōu)點：</b></p><p>　　(1) 降低成本。因為其主要原材料為銅和鋁（鋁做線心銅包在外部）</p>&l

3、t;p><b>　　(2) 減輕比重。</b></p><p>　　(3) 節(jié)約有限的有色金屬資源。</p><p>　　因此，雙金屬線材的市場潛力巨大。在國外，美國已經有了比較完善的生產工藝過程。其在雙金屬線材的生產技術方面處于領先地位。生產設備比較先進，基本實現(xiàn)自動化生產。在國內，我國積極引進國外先進技術，但是生產工藝還不完善，生產設備短缺，目前還處于起步階

4、段。</p><p>　　根據(jù)雙金屬線材的直徑不同現(xiàn)在雙金屬線材主要應用在電力工程和通訊工程上。但是在不久的將來，雙金屬線一定會以它的自身優(yōu)勢逐步取代現(xiàn)在的單金屬導線。</p><p>　　1.2繞裝機的作用和目前狀況</p><p>　　繞裝機是雙金屬線生產中最后環(huán)節(jié)封裝,完成家用電器,電機及工業(yè)電機線圈繞制的電工專用設備.</p><p>

5、;　　它主要目的是把生產出的雙金屬線纏繞成卷，便于運輸。由于是生產的最后環(huán)節(jié)，所以一定要保證設備不會對產品構成破壞，也要求有記數(shù)系統(tǒng)以便于統(tǒng)計產量和方便銷售。國外繞線機的線嵌設備已由電器自動控制發(fā)展到微機控制.有些還具備關鍵部位的狀態(tài)監(jiān)視和故障診斷功能.然而我國在這類設備的控制方面還基本上采用傳統(tǒng)的電器控制,生產效率低,線圈繞制的質量差,屬于半手工半自動的操作方式.</p><p>　　本次設計題目為雙金屬線材自

6、動繞裝機設計，本項目屬于實際生產中的技術改造的裝備開發(fā)設計。該裝備主要用于新型雙金屬材料的制造生產，該設備實現(xiàn)自動化生產，達到高效、可靠、生產率提高的目的。在目前國內的生產廠家中，繞裝過程大多為人工操作，生產效率低，纏繞精度不高。此設備的研制可以改善這一狀況，節(jié)約勞動力成本。</p><p>　　2. 繞裝機的構成及其工作原理</p><p>　　2.1雙金屬線材繞裝機的工作原理</

7、p><p>　　繞裝機由繞線機構、排線機構、張緊機構三個主要部分組成。</p><p>　　在線圈卷繞之前先做好準備工作，將雙金屬線穿過張緊力產生裝置，然后再穿過安裝在絲杠螺母副工作臺上的導向裝置，最后才按照一定的傳動關系卷繞在卷筒上。</p><p>　　電動機與主減速器相連接，開動電動機后主軸開始轉動，繞線開始。雙金屬線通過張緊機構，可以保證纏繞時金屬線上具有一定的

8、張緊力。從而保證金屬線能夠整齊緊密的卷繞在卷筒上。</p><p>　　步進電機控制排線裝置：步進電機轉速控制排線速度，轉向控制絲杠的移動方向，換向位置由安裝在導向光杠上的紅外線接收管來控制。在導向裝置上的輥子上安有霍爾元件，可以記錄繞線長度，測量線材移動的速度。</p><p>　　卷筒由脹緊裝置固定在主軸上，充分保證了卷筒和主軸的同步轉動，以完成繞線功能。漲緊力是由內部截面為錐形的襯套

9、和主軸端部的錐面之間的擠壓力所提供的。上、下料時輔助支撐處的軸隨著安裝在其下部的滑動絲杠進行軸向移動。使卷筒有足夠的空間可以裝卸。</p><p>　　2.2雙金屬線材繞裝機設計過程中的方案對比</p><p>　　設計過程中所遇到的主要問題是張緊力的產生和卷筒部分支撐。</p><p>　　2.2.1張緊力的產生方法</p><p>　　張

10、緊力的產生可以有三種方法：</p><p>　　第一種拉緊裝置俗稱“九曲橋”，線架為簡單的焊接結構，其上焊有放一個或多個線盤的懸掛軸。拉緊裝置由立柱與膠木輪，再至繞線機繞線模上。雙金屬線在拉緊裝置上的膠木輪間反復彎曲變形通過，產生繞線過程中的張緊力，該力的大小可以通過調整雙金屬線材穿行膠木輪的數(shù)量來控制。但是在生產過程中存在著很多的缺陷。金屬線材的反復彎曲，造成線材的“軟作硬化”現(xiàn)象。由于雙金屬線反復彎曲，通過多

11、個膠木輪，摩擦力很大，還有可能導致線材的不均勻變形。 </p><p>　　第二種張緊力的產生裝置是依靠配重塊來產生張緊所需要的力。其具體結構如下圖2-1所示。</p><p>　　繞線時，先將線盤上的兩對稱軸向拉緊螺桿卸下,將兩端板緊貼于線盤兩圓盤外側,通過兩螺桿將兩端板與線盤固定于一體,然后將線盤中心孔套入線架懸掛軸上,軸端擰上防脫螺母,再將剪斷的三角帶放入帶槽的端板槽內,三角皮帶一端

12、固定于線架上,另一端吊掛配重塊,雙金屬線從線盤出來,經導向輪至繞線機繞線模上。繞線過程中線盤轉動,三角帶對線盤施加摩擦力,形成金屬線的拉緊力,該力的大小可調整配重塊的數(shù)量來控制。</p><p>　　這種裝置張緊力的產生是采用三角帶對線盤的摩擦來實現(xiàn)的，皮帶的強度是有限的，即下面可以加載配重塊的重量也是有限的，因此所能產生的張緊力的范圍很窄。本機構主要是對線徑為3-5mm的雙金屬線材進行繞制，所以需要較大的張緊力

13、。這種方案顯然不能提供足夠大的張緊力，是不符合生產要求的。</p><p>　　第三種設計方法是通過摩擦盤來產生張緊力的，雙金屬線從兩個壓緊輪中間通過，由于其中一個壓緊輪與摩擦盤相連，摩擦盤的制動作用使金屬線材上產生一定的張緊力。摩擦盤依靠壓緊彈簧相互擠壓在一起，可以通過改變彈簧的變形程度，調整彈簧的幾何參數(shù)來控制摩擦盤間的壓緊力，進一步控制張緊力的大小。這種方法設計簡單，工作可靠，易于調節(jié)，并且可以產生所需的較

14、大張緊力，所以這次設計中就采用這種方法。</p><p>　　2.2.2卷筒部分支撐方法</p><p>　　輔助支撐部位的結構可以有很寬的選擇范圍。如可以采取氣壓缸，液壓缸驅動輔助支撐輪往復運動完成支撐（具體結構如下圖2-2所示。圖中1為輔助支撐輪，圖中2為氣壓缸），但是此種結構設計中對于輔助支撐輥子的安裝定位精度的要求很高，如果定位不夠精確輥子就有可能起不到輔助支撐的作用，或者會導致卷

15、筒的中心軸線并不是水平的而引起卷線誤差。另外，由于在繞線過程中卷筒的質量越來越大，也就是說施加在輔助支撐輥子上的力也會越來越大，因此對于氣壓缸的密封性的要求很高。綜合上述的各種因素，這種方案的可行性較差。</p><p>　　本次設計中采取輔助支撐軸來對卷筒進行支撐，卷線的過程中支撐軸伸入卷筒的筒芯內部。通過安裝在滑動絲杠上頂緊軸（也就是輔助支撐軸）的往復直線運動來實現(xiàn)卷筒的漲緊與放松。</p>&

16、lt;p>　　卷筒的安裝設計時，可以采取漲緊軸完全伸入卷筒芯部（圖2-3）和部分伸入卷筒芯部(圖2-4)兩種方案。如果采用頂緊軸完全伸入卷筒芯部的方案時，卷筒在安裝和拆卸過程中，軸的行程很大，則所需要設計的滑動絲杠導軌部分的長度很大，不僅精度不容易控制，而且設備整體所占的空間也要增大。對卷筒的芯部和軸的加工配合精度的要求也很高，如果配合精度不高，很可能會導致軸根本不能裝入卷筒的芯部。另外，支撐軸根部的最大彎矩增大，根部受力易于斷裂

17、，對支撐軸根部強度要求增高。</p><p>　　當軸采用部分伸入卷筒的芯部時，不僅軸的行程小，卷筒拆卸容易，對軸的加工精度和強度要求較低。</p><p><b>　　圖2-3</b></p><p><b>　　圖2-4</b></p><p>　　2.3 雙金屬線材自動繞裝機的基本參數(shù)的選定&

18、lt;/p><p>　　選取雙金屬線材的直徑為=；</p><p>　　卷筒的初始直徑：卷筒的最大繞線直徑。卷筒的繞線部分的半徑為，可以初步選取卷筒的轉速為。</p><p>　　可以查取機械工程手冊可得銅的抗拉強度為；鋁的抗拉強度為。</p><p>　　雙金屬線材的抗拉強度的計算過程中可以取抗拉強度較低的鋁來計算，則當線材內的應力達到抗拉極限

19、應力時的力</p><p><b>　　可以選取張緊力為。</b></p><p><b>　　3.繞線機構設計</b></p><p><b>　　3.1方案確定</b></p><p>　　繞線部分主要由三相異步電動機，雙級圓柱齒輪減速器和頂緊軸部分組成，如圖3-1所示&l

20、t;/p><p>　　三相異步電動機是有兩個基本部分：定子（固定部分）和轉子（旋轉部分）。它的轉子根據(jù)構造上的不同可以分為兩種形式：鼠籠形和繞線式。三相異步交流電動機是生產上主要使用的交流電動機，它被廣泛的應用于驅動各種金屬切削機床、起重機、鍛壓機、傳送帶、鑄造機械、功率不大的通風機及水泵等。</p><p>　　頂緊軸部分可以由滑動絲杠所帶動沿著軸向移動，使卷筒可以有足夠的空間完成裝卸工作。

21、卷筒上的張緊力是通過安裝在卷筒芯部的漲緊套來完成的，頂緊軸伸入漲緊套內部，并通過軸向移動使卷筒和漲套緊密的壓合在一起。接觸面上產生很大的壓緊力，于是在頂緊軸轉動時，可以在接觸面間產生足夠大的摩擦力，從而保證了，卷筒同旋轉軸的同步運動，完成繞線功能。</p><p>　　這里選用的滑動絲杠可以將絲杠的螺旋運動轉化為頂緊軸的直線運動。滑動絲杠具有結構簡單，加工方便，易于自鎖和傳動平穩(wěn)的優(yōu)點.</p>&

22、lt;p><b>　　3.2技術設計</b></p><p>　　3.2.1對頂緊軸的強度校核：</p><p>　　卷筒上繞滿雙金屬線材時，即卷筒的直徑達到最大值500mm時，卷筒的總的重量是</p><p>　　的計算： </p><p>　　等式中參數(shù)的意義 是雙金屬線的有效密度</p&

23、gt;<p><b>　　V為雙金屬的體積</b></p><p>　　可以查工程材料手冊知到：鋁的密度為</p><p><b>　　銅的密度為</b></p><p>　　選取較大的銅的密度來計算： </p><p>　　可以選取卷筒本身的質量為：</p><p

24、><b>　　則可易知：</b></p><p>　　設計出頂緊軸的結構如下圖；</p><p>　　由于頂緊軸要承受的是軸向力，所以可以選用圓錐磙子軸承，這里選取圓錐的型號為（32013），軸承的主要技術參數(shù)為，，，，，各段的尺寸如圖上標注所示。則可以通過計算來校核軸的彎曲強度?？梢缘玫捷S的徑向受力分析圖：</p><p>　　根據(jù)上面

25、的受力分析，可以列出下列方程組：</p><p>　　可以解得： </p><p>　　各個力的方向如圖所示。</p><p>　　由于金屬線的張緊力并不在卷筒上產生，即張緊力不作用在卷筒上。所以可以忽略切向力。卷筒只受到軸向力和徑向力。 可以畫出頂緊軸上的的彎矩圖</p><p>　　可以看出在作用點處，軸上的彎矩達到最大值

26、。</p><p>　　在這里軸的抗彎截面系數(shù)</p><p>　　接著可以根據(jù)彎扭合成軸的強度條件：</p><p>　　來進行校核。式中各參數(shù)的物理意義和單位是：</p><p>　　軸的計算應力，單位為。</p><p>　　為軸所受的彎矩，單位為</p><p>　　為軸所受的扭矩，單位

27、為</p><p>　　為軸的抗彎截面系數(shù)，單位為</p><p>　　為對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力</p><p>　　則帶入數(shù)據(jù)可以得到：</p><p>　　則可以知道軸滿足強度要求。</p><p>　　3.2.2對軸上的圓錐輥子軸承的校核：</p><p>　　由圖可知，頂緊軸前

28、端的錐形軸處的錐度為 1：10，可見錐度軸的長度為75mm,可以取當量直徑為=65mm.</p><p>　　.= 則可知</p><p>　　由于套筒和軸均為鋼制結構，可以根據(jù)經驗選取摩擦系數(shù) =0.28</p><p>　　===13736.26N</p><p>　　又可以由圖3-5示的關系可以知道：</p&g

29、t;<p>　　=N.== </p><p><b>　　其中=</b></p><p>　　則 ==1367 </p><p>　　這里所求出的力為滑動絲杠處的軸向力，也就是作用在圓錐輥子軸承上的軸向力。經過分析可以知道，靠近外部的軸承所受到的軸向和徑向載荷都是最大的，所以僅僅對它進行校核。

30、 </p><p>　　由手冊可以查取，，。由于</p><p>　　則可以取，。由于系統(tǒng)的載荷有輕微的變化，可以選取，則軸承的當量動載荷為：</p><p>　　可以查得型圓錐輥子軸承的額定動載荷為</p><p>　　演算軸承的壽命 </p><p>　　假設每班工作8小時，每天工作兩班，

31、一年300個工作日。則軸承的壽命為2965年，原遠滿足壽命要求。</p><p>　　3.2.3滑動絲杠部分的設計：</p><p>　　滑動絲杠采用混合式步進電機來驅動，頂軸的進退通過步進電機的正反轉來控制；頂軸的移動速度通過步進電機的轉速來控制這里可以選取型混合式步進電機。電機的步距角為，驅動電壓為，凈轉矩為，轉動慣量為，重量為。</p><p>　　在前面圓錐

32、輥子軸承的計算過程中已經求出滑動絲杠內部的作用力。</p><p>　　輔助支撐部位的滑動螺旋絲杠傳動部分的設計：</p><p>　　(1)可選擇梯形螺紋。牙形角=，螺紋副的大徑和小徑處有相等的徑向間隙。牙根強度高，螺紋的工藝性好（可以用高生產率的方法制造）；內外螺紋以錐面貼合，對中性好，不易松動；采用剖分式螺母，可以調整和消除間隙，但是其效率低。</p><p>

33、;　　(2)軸向載荷F=1367N</p><p><b>　　部件材料的選擇</b></p><p>　　螺桿材料：淬火鋼，許用壓強=10-13MP，這里可以選取12 MP</p><p>　　螺母材料：青銅 ，滑動速度的范圍6-12</p><p>　　選用部分式螺母 =2.5， =0.8</p>&

34、lt;p>　　則螺桿的中徑==0.8=5.4</p><p>　　由于未考慮工作臺與導軌之間的摩擦，所以中徑的值應該大于5mm</p><p>　　選擇梯形螺紋的工稱直徑d=32mm ,螺距p=6mm</p><p>　　==d-0.5p=32-0.56=29mm</p><p>　　=d-2(0.5p+)=32-2(0.56+1.5

35、)=23mm </p><p>　　所以可以選擇以下螺母：</p><p>　　螺母的高度H==2.529=72.5mm</p><p>　　螺紋的圈數(shù)Z===12</p><p>　　螺紋的工作高度=0.56=3mm</p><p>　　工作時的壓強 mp<</p><p>&

36、lt;b>　　驗算螺紋的自鎖</b></p><p>　　導程 </p><p><b>　　螺旋升角</b></p><p><b>　　===</b></p><p><b>　　當量摩擦角</b></p><p>&

37、lt;b>　　==</b></p><p>　　=0.07（淬火鋼對青銅）</p><p><b>　　<</b></p><p><b>　　因此可以自鎖。</b></p><p>　　螺桿抗壓強度的校核：</p><p>　　當量應力

38、=</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=29.82</b></p><p>　　這里的表示螺桿的許用應力，則</p><p>　　為材料的屈服強度，對于45號鋼來說，則由上面的計算可以知道螺桿的強度是滿足要求的。</p><p><b&

39、gt;　　螺紋牙強度的校核：</b></p><p><b>　　螺紋牙底的寬度 </b></p><p><b>　　螺桿剪切強度的校核</b></p><p><b>　　=0.4Mp〈</b></p><p>　　45號鋼材的抗剪切強度為，則螺桿的強度滿足強

40、度要求。</p><p>　　螺桿彎曲強度的校核計算：</p><p>　　其中為45號鋼材的屈服極限，數(shù)值為。為材料使用時的安全系數(shù)。</p><p>　　螺母剪切強度的校核：</p><p>　　螺母彎曲強度的校核：</p><p><b>　　螺桿的穩(wěn)定性校核：</b></p>

41、<p>　　螺桿的最大工作長度為，由于螺桿兩端固定，所以可以選取 </p><p><b>　?。ù慊痄摚?lt;/b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　則有 </p><p>　　可知滿足穩(wěn)定性要求。</p><

42、;p><b>　　傳動效率的計算 </b></p><p>　　滑動絲杠也要受到軸向力的作用，所以滑動絲杠的支撐處可以采用圓錐輥子軸承，根據(jù)滑動絲杠的幾何參數(shù)可以選取32004型圓錐輥子軸承。軸承的主要參數(shù)為，， ，，，。</p><p>　　聯(lián)軸器的選擇與校核：</p><p>　　選取，型， 聯(lián)軸器上的鍵用</p>

43、<p>　　聯(lián)軸器上的螺栓為絞制孔螺栓。由于此軸在工作過程中基本上不承受扭轉應力，所以聯(lián)軸器上的螺栓不會承受很大的擠壓應力和剪切應力。這里的螺栓的強度就不予以校核。</p><p>　　3.2.4.導軌的設計</p><p>　　頂緊軸要靠滑動導軌來支撐，頂緊軸在滑動導軌上往復移動。這里的導軌的樣式和尺寸如下圖所示：</p><p>　　圖3-6 滑動導軌

44、處燕尾槽的尺寸</p><p><b>　　4.排線機構設計</b></p><p><b>　　4.1方案確定</b></p><p>　　圖4-1 排線機構方案</p><p>　　如圖4-1，排線部分主要是由三相異步電動機、剛性聯(lián)軸器、滾珠絲杠組成</p><p>　　

45、可以選取型滾珠絲杠，則絲杠的主要的技術參數(shù)如下：</p><p>　　絲杠的外徑 導程</p><p>　　絲杠的谷徑 滾珠中心徑</p><p><b>　　滾子的直徑為</b></p><p>　　滾珠絲杠的螺旋升角。則</p><p><b>　　

46、所以可知 </b></p><p>　　滾珠絲杠的軸向固定可以通過圓螺母來進行。圓螺母多為細牙螺母常用于較大的聯(lián)接，這種螺母便于使用鉤頭扳手裝拆，一般配用圓螺母止動墊圈，常與滾動軸承配套使用。</p><p>　　可以通過步進電機的正反轉來實現(xiàn)雙金屬線的往復運動；通過步進電機的轉速來控制排線的速度 。</p><p>　　絲杠可以通過對稱安裝在它兩側

47、的光杠來導向。光杠保證了絲杠的螺旋運動可以正常轉化為螺母的直線運動。安裝在光杠上的紅外線接收管還可以限制工作臺移動的范圍。</p><p><b>　　4.2技術設計</b></p><p>　　4.2.1步進電機簡介和工作原理 </p><p>　　在本設計中采用步進電機為換向機構的驅動部件，主要考慮了可以控制其精確的換向和穩(wěn)定的轉速。步進

48、電機是一種把電脈沖信號轉換成角位移的執(zhí)行元件，每改變一次其勵磁狀態(tài)就轉過一個角度（布距角a），若不改變勵磁狀態(tài)則保持一定位置而靜止。當一串電脈沖（n個）以一定相序輸入惦記時，其轉子就沿某一方向轉動an個角度（以一定機械機構的傳動比例可轉化為送進長度）。通過控制發(fā)出電脈沖的個數(shù)和時間，就能控制生產顯得送進位移規(guī)律，改變電脈沖的得電相序，就能控制電機的角位移方向，步進電機的轉速則正比于輸入電脈沖的頻率，步進電機的啟動、運行、停止通常是個從低

49、頻向高頻再到低頻階段過渡的發(fā)電脈沖過程。</p><p>　　該種電機其特點歸納起來有：可以用數(shù)字信號直接進行開環(huán)控制，整個系統(tǒng)簡單廉價；位移與輸入脈沖信號個數(shù)相對應，步距誤差不長期積累，可以組成閉環(huán)控制系統(tǒng)；無刷，電機本體部件少，可靠性高；易于啟動、停止、正反轉及變速，響應性也好；停止時，可有自鎖能力；步距角選擇范圍大，可在幾十角分至180度內；在小步距角情況下，通常可以在超低速下高轉距穩(wěn)定運行；速度調節(jié)范圍廣

50、，并可實現(xiàn)一臺控制器控制多臺步進電機完全同步運行；步進電機帶慣性負載的能力較差；存在高頻易失步，低頻易共振的缺點；步進電機必須有專門的驅動電源供電。</p><p>　　電磁步進電機分為磁阻式（反應式）、永磁式和永磁感應式（混合式）。其相數(shù)可分為：單相、二、三、四、五和八相等，增加相數(shù)可以提高電機的運行性能，但同時其結構和驅動電源就更復雜，增加成本。</p><p>　　如圖，三相反應式步

51、進電機的橫截面。它的定子有三對磁極，每一對磁極上繞著一相繞組，繞組通電時，這兩個磁極的極性相反；三相繞組接成星形。定轉子的齒距通常相等。圖中所示轉子齒數(shù)為40，則每個齒距對應空間角度是。當某一相繞組通電，會形成一定的磁場，而當定轉子齒的相對位置不同時，磁路的導磁會變化，定轉子齒對齒處的每個級磁導最大，定轉子齒對槽處的每個級磁導最小。轉子的穩(wěn)定平衡位置是使通電磁路的磁導為最大的位置，所以某相通電就是使該相定轉子齒對齒。若A相通電后，B相再

52、通電時，B與A的繞組軸線夾角為120度，中間包括齒距數(shù)120/9=13+1/3，這樣，當通電順序是A→B時，轉子會沿ABC的方向轉過1/3齒距。同理，B→C時，轉子又會沿ABC方向再轉過1/3齒距 ，C→A時，轉子又會沿ABC方向再轉過1/3齒距，可見，在連續(xù)不斷地按A—B—C—A—B……的順序分別給各相繞組通電時，轉子會沿ABC方向以每次轉過1/3齒距，即3度的空間角，連續(xù)的轉動。其中，磁場的轉速與轉子轉速的比等于轉子齒數(shù)。同理，如

53、果按A—C—B—A—C……的順序通電，則轉子會沿ACB方向轉動。也就是說，改變電動機的通電順序，可以決</p><p>　?。ˋ—AB—B—BC—C—CA—A—AB—……）方式運行，后者是前者的一半步距角?？傊?，同一臺步進電機，可以有不同的通電方式和不同的運行拍數(shù)，Z表示轉子齒數(shù)，則每改變一次通電狀態(tài)時轉子轉過角度的平均值稱之為步距角，用表示，則：</p><p><b>　　=

54、</b></p><p>　　步進電機的矩頻特性很重要，它可以反映步進電機的帶載能力大小。</p><p>　　圖4-2 步進電機轉子平衡示意圖</p><p>　　4.2.2步進電機的控制</p><p>　　步進電機不能直接接到交流電源上工作，而必須使用專用設備：步進電機驅動器。步進電機驅動系統(tǒng)的性能，除了與電動機自身有關以外

55、，也在很大程度上取決于驅動器的優(yōu)劣。步進電機驅動器主要構成如圖。</p><p>　　圖4-3 步進電動機驅動器構成示意圖</p><p>　　4.2.3 步進電機的選取</p><p>　　卷線的過程中必須保證卷筒和絲杠之間滿足一定的運動關系，才能使雙金屬線均勻緊密的卷繞在卷筒上。即必須滿足：</p><p>　　其中卷筒部分的速度已經初定

56、，，，。則由上面的關系式可得：。在絲杠的傳動過程中可能所受的最大的轉矩為：</p><p>　　則所需的步進電機的功率為</p><p>　　為了使傳動的安全可靠，并且系統(tǒng)可在有沖擊時也可以正常的工作。可以選取型混合步進電機，驅動電壓為。</p><p>　　4.2.4 鉸制孔螺栓的強度校核</p><p>　　步進電機和滾珠絲杠之間通過型

57、剛性聯(lián)軸器相連，凸緣聯(lián)軸器利用鉸制孔螺栓對中，這種螺栓連接是依靠螺栓與螺栓孔壁之間的擠壓來傳遞轉矩的，不但減輕了螺栓的預緊力，而且還提高了其傳遞轉矩的能力。剛性聯(lián)軸器的邊緣均布著6個鉸制孔螺栓，則可由力矩平衡的條件可以計算出每個鉸制孔上所承受的力（按照螺栓分布在剛性聯(lián)軸器凸緣的中心來進行計算）。螺栓中心的距離聯(lián)軸器的中心的距離為：</p><p>　　因為張緊力由專門的機構產生，所以絲杠上僅僅承受很小的力，假設絲

58、杠和用于導向的兩個光杠各承受三分之一的張緊力（這也是絲杠受力的最大一種情況）?？汕蟮?。</p><p>　　螺栓與孔壁的擠壓強度：</p><p>　　螺栓和孔壁均可以用45號鋼。45號鋼一些基本參數(shù)為：</p><p><b>　　抗拉強度：</b></p><p><b>　　屈服強度：</b>

59、</p><p><b>　　抗剪強度=抗剪強度</b></p><p>　　45號鋼的擠壓應力為</p><p>　　則易知 </p><p>　　螺栓的剪切強度條件的校核：</p><p>　　可以知道螺栓的剪切強度也符合要求。</p>

60、<p>　　4.2.5 鍵的強度的校核</p><p>　　聯(lián)軸器與滾珠絲杠軸連接處的軸的型號； 型 </p><p>　　公式中的參數(shù)及其意義；</p><p>　　為鍵的側面的擠壓強度。</p><p>　　為鍵的工作區(qū)域的長度，對于圓頭平鍵</p><p>　　為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，查手冊

61、可以知道</p><p>　　查取鍵的參數(shù)帶入上面的等式：</p><p>　　查取手冊知道鋼在輕微波動的情況下的抗壓強度為。</p><p>　　鍵在傳動過程中除了受到擠壓應力，還受到剪切強度的作用，但是剪切強度很小，這里不予以詳細的計算和分析。</p><p>　　凸圓聯(lián)軸器上與電機的伸出軸相連處鍵的型號為： 型 </p&g

62、t;<p>　　同理 參數(shù)的選取及其意義同前。</p><p>　　鍵的擠壓強度的計算：</p><p>　　可以知道這個鍵的強度也是符合要求的。</p><p>　　4.2.6 螺母工作臺上排線導向裝置的設計</p><p>　　雙金屬線從兩壓緊輪中間通過后就產生了一定的張緊力。張緊后的金屬線穿過安裝在絲杠螺

63、母副工作臺上的導向輪，最終纏繞在卷筒上，完成繞線工作。導向裝置是由兩個導向輪和一個托線輥組成，導向輪可以使金屬線材平穩(wěn)的按照預定的方向輸送到卷筒上；托線輥可以使金屬線保持在兩個導向輪中間，避免了由于線材脫離而引起的誤差和損害。</p><p><b>　　5.張緊機構設計</b></p><p><b>　　5.1方案確定</b></p&g

64、t;<p>　　圖5-1 張緊裝置方案</p><p>　　張緊裝置主要是用于產生雙金屬線上的張緊力。恒定的張緊力可以使金屬線均勻緊密的纏繞在卷筒上。線在繞制的過程中必須使用適當?shù)膹埦o力拉直。張緊力不宜過小，也不宜過大。張緊力過大，雙金屬線拉伸變形，有時還可能將線材拉斷；張力過小，雙金屬線拉不直，被繞制線圈匝間貼合不好，線圈的截面尺寸超差。方案中采取摩擦盤來產生張緊力，張緊力的大小可以通過壓緊輪之間

65、的擠壓力來控制。摩擦盤之間通過壓縮彈簧壓緊，可以通過調節(jié)彈簧的變形程度和幾何參數(shù)來控制其所產生的摩擦力。</p><p>　　因為在繞線過程中，要求摩擦盤總是處于工作狀態(tài)，即兩摩擦盤總是具有相對的轉動。長時間的磨擦使摩擦盤很容易破損，失去工作能力。這樣就需要經常更換摩擦盤，不僅增加了運營的成本，而且還耽誤了寶貴的生產時間，經濟效益不好。所以可以在摩擦盤的表面安裝耐磨性好，拆裝方便的摩擦片。摩擦片失效時可以及時更換

66、，而摩擦盤還可以繼續(xù)使用。摩擦片不僅價格便宜，而且裝拆容易，延長了摩擦盤的壽命，節(jié)約了生產時間，降低了運營成本。</p><p><b>　　5.2技術設計</b></p><p>　?。?）可以選取壓線盤的直徑為，摩擦盤的有效直徑為。摩擦盤間的摩擦系數(shù)為。</p><p>　　作用在壓緊輪上的旋轉力矩：</p><p>

67、;　　根據(jù)轉矩平衡原理可以知道：摩擦盤處產生的轉矩同壓緊輪上的轉矩相平衡，即：</p><p>　　帶如已知的數(shù)據(jù)可以得；（彈簧內的壓緊力）</p><p>　　可選取摩擦軸的直徑為，作用在摩擦盤軸內剪切力為</p><p>　?。?）壓縮彈簧的幾何尺寸的計算：</p><p>　　材料直徑；彈簧的中徑；彈簧的內徑；彈簧的外徑。</p&

68、gt;<p>　　旋轉比 </p><p>　　有效圈數(shù) </p><p>　　在這里，，。熱軋彈簧鋼，切變摸量</p><p>　　取，則壓縮彈簧的支撐圈數(shù)為</p><p><b>　　總的圈數(shù)為：</b></p><p>　　節(jié)距

69、 </p><p>　　間距 </p><p>　　自由長度 </p><p>　　工作長度 </p><p>　　螺旋角度 </p><p><b>　　最大芯軸直徑 </b></p><p>&l

70、t;b>　　最小套筒直徑 </b></p><p><b>　　6.繞線機的控制</b></p><p>　　控制單元的作用是完成繞線機各種動作控制，控制系統(tǒng)的結構功能如下圖所示。</p><p>　　圖6-1控制功能結構圖</p><p>　　6.1控制微機及配置</p><p

71、>　　控制微機為，由整流電源和后備電池供電失常迫使繞線過程停止時，切換為電池供電并運行于低功能睡眠狀態(tài)，其內部儲存保護已經繞制圈數(shù)、需要繞制圈數(shù)等重要的數(shù)據(jù)并鎖定各種控制信號，直至電池恢復正常以后，在根據(jù)數(shù)據(jù)記錄繼續(xù)工作。</p><p>　　6.2排線機構運動控制</p><p>　　高質量的排線過程要求繞頭旋轉一周時排線機構在排線方向上移動一個線徑的距離。對于上述排線機構在排線，

72、其運動要求變?yōu)椋豪@頭旋轉一周，控制器向步進電機發(fā)送一定數(shù)量的驅動脈沖，使排線機構完成一個徑向的位移運動。脈沖數(shù)為整數(shù)，由線徑和脈沖當量的商決定，而步進方向由排線方向決定。為了滿足移動一個線徑步進脈沖數(shù)為整數(shù)的要求，特對步進電機進行了變細分驅動，通過不同的細分方式得到不同的脈沖當量。例如，由步距角為混合式步進電機和導程為的滾珠絲杠組成的排線機構，整步方式即步距角運行時的脈沖當量為；而8細分方式運行脈沖當量為；10細分方式運行脈沖當量則變?yōu)?/p>

73、。對于線徑的繞線，排線機構由整步方式驅動移動一個線徑需要25個脈沖；而線徑為繞線利用4細分方式驅動，移動一個線徑需要50個脈沖。</p><p>　　因此，控制微機對排線機構的控制過程為：根據(jù)線徑確定步進的細分數(shù)以及移動一個線徑需要的脈沖數(shù)，并在繞頭旋轉一周的時間內根據(jù)繞頭轉速向步進電機細分驅動器發(fā)送確定數(shù)目的步進脈沖，即可達到繞頭旋轉一周排線機構在排線方向上移動一個線徑的目的。</p><p

74、>　　6.3狀態(tài)監(jiān)控控制單元</p><p>　　繞頭旋轉監(jiān)視單元的作用是實現(xiàn)繞制線圈數(shù)統(tǒng)計、轉速檢測以及繞頭旋轉一圈排線機構移動一個線徑的協(xié)調控制。使用的傳感器為霍爾元件。控制微機通過對霍爾元件輸出的脈沖信號的統(tǒng)計處理得到繞頭轉速和繞線圈數(shù)等參數(shù)。</p><p>　　霍爾元件按被檢測的對象的性質可將它們的應用分為:直接應用和間接應用。前者是直接檢測出受檢測對象本身的磁場或磁特性，

75、后者是檢測受檢對象上人為設置的磁場，用這個磁場來作被檢測的信息的載體，通過它，將許多非電、非磁的物理量例如力、力矩、壓力、應力、位置、位移、速度、加速度、角度、角速度、轉數(shù)、轉速以及工作狀態(tài)發(fā)生變化的時間等，轉變成電量來進行檢測和控制。</p><p>　　卷筒的有效長度監(jiān)視單元，是在與繞頭平行的光杠上對齊卷筒兩端有效內測面安裝的兩組紅外線接受管，而紅外線發(fā)射管安裝在螺母上，由此對排線機構左右移動范圍進行界定。&

76、lt;/p><p>　　光電耦合器可工作于開關狀態(tài)，傳輸脈沖信號。在傳輸脈沖信號時，輸入信號和輸出信號之間存在一定的延遲時間，不同結構的光電耦合器輸入、輸出延遲時間相差很大。這里的光電耦合器起到了開關的作用。</p><p>　　另外，系統(tǒng)的控制軟件實行模塊化設計，包括：初始化模塊，鍵盤、顯示管理模塊，數(shù)據(jù)處理模塊，繞制圈數(shù)統(tǒng)計模塊，排線控制模塊，繞頭轉速檢測、調節(jié)控制模塊和系統(tǒng)供電失常數(shù)據(jù)保

77、護管理模塊等。數(shù)據(jù)處理模塊根據(jù)輸入線徑確定步進電機細分模式并計算移動一個線徑所需要的脈沖數(shù)；數(shù)據(jù)保護模塊在系統(tǒng)供電失常時，鎖定控制信號、儲存保護數(shù)據(jù)，并在系統(tǒng)供電恢復正常時，恢復系統(tǒng)操作。</p><p><b>　　7.結論</b></p><p>　　本次設計主要完成了金屬線材自動繞裝機的繞線機構、排線機構、張緊機構的設計，對控制系統(tǒng)做了基本研究。繞線機構能夠可靠

78、的完成繞線以及上卸料功能；排線機構能夠準確排線，并與繞線機構能夠準確協(xié)調工作；張緊力的產生是通過摩擦盤來實現(xiàn)的，摩擦盤在彈簧的作用下壓緊在一起，可以通過調節(jié)彈簧的幾何尺寸，以及彈簧的變形程度來控制摩擦力的大小。本設計總體上設計比較成功。</p><p>　　這次畢業(yè)設計，雖然我做了充分的準備，認真的查閱文獻和外文資料，但是由于本人知識、能力有限，難免有錯誤和不足之處，衷心希望老師們能夠批評指正。</p>

79、;<p><b>　　致 謝</b></p><p>　　在本次設計及論文完成過程中，自始至終得到了很多人的支持。在他們的大力幫助下我的論文才得以克服諸多困難并順利的完成。</p><p>　　首先我要感謝我的指導老師xx教授。每次遇到難點他都給</p><p>　　予我耐心的指導。特別是在細節(jié)的修改上xx老師總是不厭其煩的講

80、解分析，這使我對問題有了更深一個層次的認識和理解。xx老師平易的性情、嚴謹?shù)膶W風、淵博的知識使我由衷的敬佩。在設計中他不僅教給了我很多知識，使我開闊了眼界，更重要的是他教會了我一種創(chuàng)新的思想意識，要用獨特的視角和辨證的思維去考慮問題。 </p><p>　　這次設計使我受益非淺。設計使我的知識的掌握和運用的能力都在很大程度上得到了提高。xx老師淵博的知識，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度深深的影響了我，這些都將是我日后從事學習和

81、工作的指向標。</p><p>　　在本課題完成過程中，還得到了多位同學和其他老師的幫助。在此，向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示忠心的感謝！</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]濮良貴 紀名剛 主編.機械設計（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2001.</p><p>　　[2]唐軍

82、，胡小兵，王波，向周，崔靜.起升機構速器及卷筒的優(yōu)化設計[J].機械工程師 ，2006（3）.</p><p>　　[3]詹啟賢 主編.自動機械設計.北京[M]：輕工業(yè)出版社，1987.6.</p><p>　　[4]Mechanical Drive(Reference Issue).Machine Design[M].52(14),1980.</p><p>　　

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87、邦雄，北鄉(xiāng) 董，夏榮海，円筒卷きロープのクロスオーバーの変解析[J]，日本機械學會論文集.1998（3）607-608</p><p>　　[16]正 專德 博文，學林 征嗣，かさ齒車の荷重分布および齒元応カに及ぼす齒車軸，軸受のたわみの影響[J]，日本機械學會論文集.1998（3）617-618</p><p>　　[17]小林 光男，丹羽 直毅，田中 道彥，北鄉(xiāng) 董，壓力円筒ねじ端の荷

88、重分布[J]，日本機械學會論文集.1998（3）526-527</p><p>　　[18]正 野呂 瀨進，摩耗現(xiàn)象と摩耗試驗法[J]，日本機械學會論文集.1998（3）156-157</p><p><b>　　附錄：外文翻譯</b></p><p>　　基于齒面形狀誤差和接觸點位置的考慮，負重相互咬合傳動時的誤差分析</p>

89、<p><b>　　緒論</b></p><p>　　近幾年，對于動力傳遞用的齒車裝置來說，降低震動噪音的要求越來越高，相對于搞精度的咬合齒車是必要的，對于一對的齒車的回轉傳動誤差中，與咬合傳動誤差，齒形誤差，還有特殊一類誤差也就是包括了齒輪單體的精度，構造誤差，齒輪的彎曲變形等這些方面相關，這樣對于齒輪的咬合和精度的綜合性把握是很有幫助的。</p><p>

90、;　　本次研究的內容，對圓柱齒輪的承載嚙合誤差，齒面形狀誤差和齒輪的彎曲關系進行了研究。</p><p>　　為了傳動用的齒輪的承載懸掛狀態(tài)的使用，載荷，彎曲變形和齒面形狀誤差的關系如果能清楚的知道的話，根據(jù)齒面測定等得到的數(shù)據(jù)，齒輪對的承載時嚙合傳動誤差的預測就能夠實現(xiàn)。這樣，不論是齒輪的嚙合狀態(tài)的把握，還是對高水平的嚙合度保持下的齒輪制造都是非常有用的。</p><p>　　對于齒輪負

91、荷懸掛的時候，齒面形狀誤差和齒的彎曲影響，利用2次元解析法是很容易判斷出彎曲接觸點出現(xiàn)在再接觸面上的情況是很有可能的。但是。對于斜齒輪，因為接觸線的回轉軸是相對傾斜的，2次元解析法在這兄情況下是無法判定的。對于彎曲作用面上的限定解析方法有很廣泛的使用。從作用面的華東來考慮，加上齒面形狀誤差，扭轉角和齒前頭的齒面接觸位置的滑動誤差的影響所反映的來進行解析是有必要的。對于接觸位置的變化結果，基礎園半徑的變化的回歸，修整齒面的維持對于斜齒輪的

92、負荷影響是很明顯的。</p><p>　　這里，不管是作用面上以外的彎曲進行的假定，還是作用面上以外的齒面全體的考慮對于接觸點和負重分布的探求都得根據(jù)載荷時的彎曲傳動誤差分析進行。根據(jù)本分析結果，根據(jù)2次元解析得到的結果和對彎曲作用面上的限定3次元解析法得到的結果相比較同時進行，根據(jù)彎曲測試的可以得到的測試結果進行提案的解析法的檢查。</p><p>　　2.測定裝置和測定方法</p

93、><p>　　彎曲傳動誤差的測定是采用動力循環(huán)式齒輪運動試驗機（中心距156.2cm）。試驗齒輪對的軸按照準靜態(tài)嚙合，兩軸端按照轉臺式編碼器檢測出的會回轉角度求出嚙合傳動誤差，</p><p>　　平齒輪的測定為129600pules/rev，斜齒輪的測定為18000000pulse/rev的分解能用光學式轉臺式編碼器測定。</p><p>　　3.考慮接觸點位置的解析

94、方法</p><p>　　3.1 嚙合傳動誤差的求法</p><p>　　準備解析前，先把某個嚙合角度根據(jù)驅動齒輪和從動齒輪的基本位置的差算出來，用各看的微小角度的回轉，根據(jù)全部回轉角度的差求出嚙合傳動誤差。</p><p>　　首先，把齒輪基本面做齒面的格子狀分割。通過齒面測定得到的齒面形狀誤差再加上這個基準齒面的各各自的點誤差持有齒面就做出來了，通過后述的方法求

95、接觸點，這個接觸點的位置用于各個格子點上的彎曲計算。 彎曲也是一種看不見的齒面誤差，通過格子的附加可以包含其中構成齒面。</p><p>　　通過各個嚙合角度的接觸點逐個的進行計算。齒面形狀誤差，與包含彎曲的從動側齒面相鄰的3個格子點看成三角形的多面體，最初裝填作為驅動側齒面對于微小角度準備先行。如圖Fig.1所示的驅動側齒面的格子點參考。繞著點回轉軸回轉的時候對接觸的從動齒側面的交點Q，和段與OP段的夾角進行

96、計算。對驅動側的全部的格子點的角度進行計算，其中最小的為，是從動齒輪的回轉角對于驅動齒輪的回轉角，是保持再齒面上的接觸點。 </p><p>　　用上面的順序求接下來的接觸點，因為初期的負荷作用點是變化的，對于新的接觸點群要再進行彎曲計算。新求出的彎曲要加上基準齒面，進行同樣的操作計算，接觸范圍一定限制再階段之內。</p><p>　　接下來，驅動齒輪轉動角度，從動齒輪再轉過微小的回轉角度

97、，計算所有同樣的的接觸點。按照以上的順序一直計算到嚙合結束。求出各個驅動，從動齒輪的回轉角度，嚙合傳動誤差就能夠計算出來了。</p><p>　　再者，復數(shù)枚嚙合的情況，必須要決定于各齒輪的負重分擔率。由此對負重分擔率的計算的同時，采用能使各個齒輪的在一定的容許范圍內全部相等的情況的負重分擔率。這里各個齒輪對的的差在3.0rad=0.6sec.以下。齒輪的彎曲的關系，通過接觸齒面的接近量和齒的彎曲變形的量去考慮。

98、</p><p>　　3.2 接觸齒面的近似接觸領域</p><p>　　接觸近似用3次元的考慮方法，下面為判定方法。</p><p>　　齒面近似量是利用Lundberg解析形式求出的，接觸點位置對齒面的等價曲率半徑接觸的比較長而求的。</p><p>　　接觸領域的擠壓近似量只是近似結果，在兩齒面的接觸領域是平面的時候。</p>

99、;<p>　　把接觸領域當作是平面，如圖Fig.2所示驅動齒輪齒面上的接觸點的法線矢量垂直于平面，的近似量對應的回轉角倒回轉平面，兩個齒面是通過這兩個平面切開分割開來的的平面。分割位置，兩齒面，分割開面積相等的位置。成為平面后的接觸領域內的格子點通過再各個品面上的移動，接觸近似的結果是變形的齒輪產生的。那么，這個時候各個平面通過分割部分的格子點被看做負荷作用點群。這對于負重作用點群來說3.1所述的操作計算方法是可行的。&l

100、t;/p><p>　　3.3齒輪的彎曲，臨界彎曲的計算</p><p>　　齒輪的彎曲，臨界彎曲的計算是根據(jù)梅澤提出的影響系數(shù)彎曲計算式計算的。根據(jù)梅澤所說的，如果要用這個公式的話對齒面上的任意的點集中載荷作用的時候的任意的點的齒的彎曲量都可以計算。對于從看做接觸點群的全部的格子點的載荷分配，和對于各個格子點的全部的彎曲量的總和，一個齒的彎曲，臨界彎曲量就出來了。</p><

101、;p>　　4.平齒輪的嚙合傳動誤差</p><p>　　前文中提到，‘負重是沿著齒方向平均分擔的’是說是基于2次元性的判定平齒輪的傳動誤差進行解析，考慮嚙合作用線滑動的情況測定結果大體上相等。平齒輪的解析用2次元判定是足夠的可以說，相比于復雜的嚙合行為的假象比如對于斜齒輪的本解析法適用的前提下，平齒輪對本解析法也是適用的。下面是適用平齒輪的參數(shù)，模數(shù)6.0，壓力角，驅動齒輪的齒數(shù)21，從動齒輪的齒數(shù)31，齒

102、厚15mm.</p><p><b>　　4.1無修正平齒輪</b></p><p>　　如Fig.3所示無修正平齒輪的嚙合傳動誤差的測定結果。為了測定結果的容易比較，各個載荷的測定結果按縱方向等間距相近形狀移動表示。負荷是圓柱上單位齒厚接線負重，半無負荷負重22N/mm包含，65N/mm或者65.3N/mm到392N/mm階段增加。同時。從Fig.3來看2是幾何學的

103、計算2齒的嚙合領域，1是1齒的嚙合領域。</p><p>　　根據(jù)Fig.3嚙合傳動誤差曲線是無修整平齒輪特有的梯形的變化表示，根據(jù)負重的增加變量也變打是很清楚的。同時，負重的增加通過齒前頭嚙合的兩齒嚙合領域越來越大也是能夠很清晰的觀察倒的。</p><p>　　下面是，和Fig.3同一齒輪對的的對比，通過數(shù)值解析的嚙合傳動誤差曲線得出的結果在Fig.4上表示出來了。Fig.4（a）是本解

104、析法用于3次元解析的結果，一齒面的齒面分割數(shù)齒形方向60點，齒根方向15點。Fig.4（b）前文說到的開發(fā)去2次解析法的結果，齒面分割數(shù)是齒形方向200點。確實，F(xiàn)ig.4（b）的2元解析來說，根據(jù)齒的彎曲，臨界彎曲計算的實際情況。齒的梯形的片保持梁的判定是石川式的齒形方向的任意的點的彎曲梁都可以推廣應用。</p><p>　　Fig.4（a）為了求取使用的3次元解析法，根據(jù)齒面全體接觸判定計算是有必要的。為了節(jié)

105、約計算時間齒面分割數(shù)比Fig.4（b）要粗略些這是因為Fig.4（a）的嚙合傳動誤差曲線對于Fig.4（b）來說不是那么圓滑。然而，隨著嚙合的進行伴隨著傳動誤差的變化的測定結果這樣的傾向也表現(xiàn)出來了，即使這樣3次解析法對這種情況的推廣運算也是可以求解的。Fig.4的兩種解析法的結果，傳動誤差的變動量的測定結果是不同的，這個是彎曲式的實際的齒輪對的全部彎曲的計算是不準確是有影響的。相對于精度高的彎曲式所得到的結果，可能會更接近。</

106、p><p>　　4.2齒形修整平齒輪</p><p>　　Fig.5對齒形修整平齒輪的嚙合傳動誤差的測試結果進行了表示齒形修整量是驅動，從動輪同是大約20，修整開始點是距離齒頂作用線上有約10.4mm的位置處。為了測定結果的比較更容易，表示方法用和Fig.3相同的方法。負荷是圓柱上單位齒厚接線負重，半無負荷負重22N/mm包含，65N/mm或者65.3N/mm到654N/mm階段增加。<

107、/p><p>　　Fig.5可以看出.齒形修整的形象對與低負荷并且兩齒嚙合領域很大是變化才出現(xiàn)，相反于高負荷的無修整齒輪相同，梯形的變動是隨著負重的增加而變大。同時，負重的增加通過齒前頭嚙合的兩齒嚙合領域越來越大也是能夠很清晰的觀察倒的。Fig.3也舉出了同樣的例子。</p><p>　　下面是，和Fig.5同一齒輪對的的對比，通過數(shù)值解析的嚙合傳動誤差曲線得出的結果在Fig.6上表示出來了。

108、Fig.6（a）是本解析法用于3次元解析的結果，考慮到接觸點位置的作用線的滑動。Fig.6（b）的嚙合作用面上的行動判定是3次元解析的結果。Fig.6（c）是2次元解析的結果。</p><p>　　嚙合的作用面上進行當作3次元解析的的結果Fig.6（b）。從兩齒嚙合領域倒1齒嚙合領域的轉移，嚙合傳動誤差的劇烈的變化顯示出來，可是從實驗結果來看我們看不到這個變化。兩齒嚙合領域的變動幅度也可以由試驗結果相比較的算出。

109、令一方面，本解析方法計算出的Fig.6（a），兩齒嚙合領域到1齒嚙合領域的領域于，是滑動移動造成的，通過實驗結果可以得到更近似的結果。但是無修整齒輪的情況也相同，齒前頭嚙合的兩齒嚙合領域越來越大也是能夠很清晰的觀察倒的。</p><p>　　從接觸點的作用面的滑動來考慮，相對正確的嚙合傳動誤差解析的計算是可以辦到的</p><p>　　5.斜齒輪的嚙合傳動誤差</p><

110、;p>　　Fig.7是對無修整斜齒輪的嚙合傳動誤差的測定結果的圖示。使用的斜齒輪的參數(shù)為，齒直角模數(shù)5.5，齒直角壓力角，驅動齒輪齒數(shù)21，從動輪齒數(shù)31，齒厚40與平齒輪的情況相同，各個載荷的測定結果按縱方向等間距相近形狀移動表示。負荷是圓柱上單位齒厚接線負重，半無負荷負重8N/mm包含，25N/mm-100N/mm，100N/mm或者50N/mm到650N/mm階段增加。同時。從Fig.3來看2是幾何學的計算2齒的嚙合領域，1

111、是1齒的嚙合領域。</p><p>　　Fig.3 Fig.5 Fig.7三者相比較，斜齒輪的嚙合傳動誤差的變動幅度與平齒輪相比是非常小的。為了能看見傳動誤差的細小變化，根據(jù)25N/mm ,250N/mm 500N/mm的3個種負重情況表示從倍率從大到小Fig.8所示. Fig.8所示的3是幾何學計算出的3齒嚙合領域，2是兩齒結合領域。</p><p>　　根據(jù)Fig.8，斜齒輪的嚙合傳動

112、誤差曲線，是與平齒輪的曲線不同的呈鋸齒形狀變動的曲線。這時，嚙合傳動誤差的緩慢，兩齒嚙合領域相比于3齒嚙合領域也要大一些。本解析法使用的斜齒輪對的重復嚙合率是不到1的。但是隨著負重的增大嚙合傳動誤差的變動量也變大，從3齒嚙合領域到2齒嚙合領域的領域移動很緩慢這個也是能越來越清晰的看出來。變動量在500N/mm是12秒的程度，與無修整的平齒輪相比是非常小的。</p><p>　　斜齒輪的嚙合傳動誤差分析，得不不到一

113、直的測試結果。對平齒輪的解析是妥當?shù)慕Y果，斜齒輪的嚙合傳動誤差的變動量卻非常小，肯能是因為計算精度的不足的原因。</p><p>　　Fig.8的相同的齒輪對，本解析方法使用的嚙合傳動誤差的秋季的實際的各個齒輪對的載荷分擔率的推移由Fig.9所示。Fig.9可以看出，載荷分擔的推移是一條圓滑的沒有特別變化的曲線。</p><p>　　下面是，為了由于齒面是多面的誤差的積，齒面形狀誤差不存在