变位系数大于1.2时为什么计算不出来？

大长经

        变位系数大于1.2时为什么计算不出来？
       本人在设计NGWN（2）型行星差动齿轮时，内齿圈Zb的变位系数有时达到2.0以上，这是候采用EXCELL自编的程序是可以计算出数据，但是用kisssoft显示变位系数太大，无法计算，用CAXA的画齿轮程序也不能正确生成齿形。
      请问群里大虾，如何在kissoft里设置，能使变位系数大于1.2的齿轮计算出来？

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qdtruck

大长经

qdtruck 发表于 2014-5-16 14:44

                               
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非常棒，谢谢斑竹的指点。

hyfjy

以楼主提出的图，内齿轮的齿数是38齿，在这样的齿数下，按普通模数，当内齿轮按标准齿高系数为1，顶隙系数为0.25进行计算时，径向变位系数超过1.268以后，大径的二个齿面就相交了，如果是小模数，顶隙系数取0.35的话，恐怕连这个变位系数也嫌大了。也就是齿顶的宽度为负值了，这时，要么减小齿顶高系数，要么减小顶隙系数，目的是一个，就是降低内齿轮从分度圆到大径的径向长度，如果不这样，则不管什么软件都是不可能生成三维图的，这里指的是按理论的齿厚进行建模，如果分度圆 的齿槽宽再增加一些，还有少许余地，其实质也是增加了变位系数而不增加大径。当变位系数取到2以上，一般说，对楼主提出的内齿轮38齿的，几乎是不可想像的。
在齿轮的计算中，各参数有一个适当的范围，超过这个范围，设计上就不是太合理了。
如果是完全的线切割慢走丝进行加工，可以不考虑齿形的干涉问题，这时，内啮合副的顶隙，可以稍减少一些，但也不致于变位系数大到2以上的。

hyfjy

一套NGWN2型的图，齿数越少，内齿轮在通常的齿高系数及顶隙系数下，要不让二个内齿轮的大径变尖，设计的变位系数最大值的取值范围就会越小。我觉得如果不是改变齿高系数，很难设计出优秀的一整套参数。这种结构的本身就提醒了这种可能性。
楼主如有勇气，也可以把设计的参数在网上晒一下的。qdtruck版主也不防把13-11-35-38的一套NGWN2型的行星机构设计一套参数让大家看一下才好，这是一种集思广益的设计平台供大家讨论的，也同样是对设计工作的一种贡献是吧，谢谢。
这套参数的齿数已定，各参数都是可以预期出来的。

hyfjy

13-11-35-38结构的NGWN2型行星机构设计参数的设想：

从数出楼主提供的二个齿轮件可以推算出，图中展示的是输出内齿轮的齿数是38齿，定内齿轮齿数是否是35齿或者另外的齿数？

如果定内齿轮的齿数是35齿，行星轮11齿，如果要等分分布，太阳轮只能是13齿，从强度分析说，外啮合角与内啮合角是平行增大或者缩小的，这在行星机构设计中，就不太容易设计出很理想的参数。且行星轮与输出内齿轮同时啮合，在第一级设计时必须设计成较大正变位，因太阳轮齿数大于行星轮齿数，一般情况下，行星轮的变位系数会大于太阳轮的变位系数，而内齿轮的变位系数受双倍的行星轮变位系数的影响，故固定内齿轮的变位系数就会较大，估计是这样的问题产生的。在设计输出的内啮合副时，相对于零变位系数时的中心距，肯定要取为负变位制，且要与行星轮已有的变位系数相适应，输出内齿轮要设计成较大的负变位系数，也不是太好设计的。
这是一种较小模数，要求体积较小，不得而已的设计方法。

hyfjy

设计的过程选择从后向前推，11齿与38齿内啮合，最小中心距不得让啮合角小于零，这是啮合的基本常识，在大于最小啮合角后，可以求出内啮合副的中心距，这个中心距也是定内齿轮的NGW型的行星机构的最小中心距，因为小于这个中心距后，第二级的输出级就无法有合理的内啮合数学模型了。不可以想像负啮合角可以维持内啮合的。这个中心距的极值就是38齿内齿轮的基圆直径减行星轮的基圆直径得到的差的一半，在这个位置上，内啮合为零度啮合角，也就是二个基圆是相切的，实际的中心距必须大于这个值。而在设定中心距后，就会发现第一级的内齿轮35齿的变位系数已经超大了，大径已经变尖了。

大长经

Za=15,Zg=11,Zb=36,Ze=39