按滑动率相等分配变位系数

48824305

齿厚极限偏差按GB新标准如何计算?旧标准是可查表的,有推荐值;新标准没有推荐值.
你们的齿厚极限偏差是按GB新标准还是旧标准?

48824305

如果齿轮副两个齿轮的精度可以不一样,那么,中心距极限偏差按哪个精度确定,比如IT6,IT7  

speed_long

中心距极限偏差按齿轮的第二组公差精度查

刀疤五

顶，顶，拼命滴顶，不能让论坛冷清！

yanta82

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齿厚极限偏差我是通过公式算出来的,其中的側隙计算也是考虑了以前的标准(重载齿轮)综合考虑的,只考虑了较小\较大\一般三种情况,不太细致(借鉴了60年标准,但少了无側隙一项),但没采用新标准,因它推荐的值较大,上偏差的分配按等强度分配,以前提过,也有公式,中心距的偏差是按一般的标准照抄的,按旧标准的第二公差组查的,只所以还保留旧标"公差组"的提法,是因它概念清晰,易理解。一般情况下大小齿轮的同组公差等级是相同的，不会出现一个6级，一个7级。反映同一指标，如真有6级、7级，我建议还是按7级，即低等级来对待。其实，只传递动力的传动，中心距公差给一个加工时经济值即可，这就是当側隙定下来后，如齿轮偏差不好干，将公差放大，中心距严些，反向也可，都不好加工，折中或加大側隙。

yanta82

最近，将等滑动率及等磨损（考虑了传动比）分配变位系数的计算加进了自己编的程序里，发现了一些问题，如按等磨损（考虑传动比）分配变位系数，大齿轮的滑动率大了很多，同时变位系数也大了很多，成了大变位齿轮了，或者变成很大的负变位齿轮了，或其它条件引起恶化等等。也发现，总变位系数越大，计算的滑动率越小，对抗磨损越有利，验证了类似球磨机等以磨损为主要失效形式的齿轮箱为何要采用大变位齿轮的原因了。个人认为：当是高速齿轮传动或有胶合危险的齿轮传动时，要以等滑动率分配变位系数！当是低速重载齿轮传动或无胶合危险的齿轮传动时，应以等磨损（考虑了传动比）分配变位系数，最终是否等磨损时的变位系数，还要综合考虑，顾及别的条件。上传随便编的例子，请看一下。还有当中心距为259 ，小齿轮变位系数0。485825 大小齿轮的最大滑动率都为3。066，小齿轮变位系数0。6891，小齿轮的最大滑动率为1。0032，大齿轮的最大滑动率为3。6473，恰是i*1。0032=3。6473。

当中心距为265 ，小齿轮变位系数0。5390 大小齿轮的最大滑动率都为1。96，小齿轮变位系数0。8043，小齿轮的最大滑动率为0。667，大齿轮的大滑动率为2。42，恰是i*0。667=2。42。加上贴图的例子，可看出趋势。
用AGMA的均衡滑动率的概念推导出了滑动率的公式（见机械设计手册第三册），如下：齿根是：小齿轮=1/U*(C6-C1)/C1-1,大齿轮=U/（c6-c5)*C5-1.   齿顶是：小齿轮=1/U*(C6-C5)/C5-1,大齿轮=U/（c6-c1)*C1-1.

48824305

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实数 β<螺旋角0.00000000度>:10

标准法向模数优先采用第一系列,括号内的模数尽量不用
第一系列:
1,1.25,1.5,2,2.5,3,4,5,6,8,10,12,16,20,25,32,40,50
第二系列:
1.75,2.25,2.75,(3.25),3.5,(3.75),4.5,5.5,(6.5),7,9,(11),14,18,22,28,36,45
实数 mn <齿轮法面模数8.00000000>:10
整数 z1 <齿轮z1齿数13>:11
整数 z2 <齿轮z2齿数66>:40
实数 αn<分度圆法面压力角20.00000000度>:
实数 kc 齿根曲线圆角系数<0.38000000>:
实数 han* <齿顶高系数>,<1.00000000>:
实数 cn* <顶隙系数>,<0.25000000>:
齿轮第二公差组精度等级: 5,6,7,8,9,10
整数 IT <齿轮第二公差组精度等级7>:
实数 B<齿宽[B=(0.2~2.4)*d],为使轴向重合度εβ≥1.2,齿宽B必须≥217.10053252>:77.674
已知实际中心距a',还是已知法面变位系数χn1,χn2?
<[已知实际中心距a'  输入L/已知变位系数χn1,χn2  输入K]>:l
齿轮z1和z2标准中心距为:258.934
实际中心距a'必须大于:242.877
实数 a'<输入实际中心距,标准中心距为258.93378603>:275
端面总变位因素Σχt=1.88374    z1,z2啮合角27.9706°
法面总变位因素Σχn=1.91279  z1,z2齿数比u12=3.63636  Σχn=χ1+χ2
齿轮z1法向齿顶厚为0.25*mn时的变位系数  χn1_mn25 =1.1477
(对于硬齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.7651
齿轮z1法向齿顶厚为0.4*mn时的变位系数  χn1_mn40 =0.985653
(对于软齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.927142

齿轮z1不根切的最小变位系数为: 0.326385 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
齿轮z2不根切的最小变位系数为: -1.44951 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
按齿轮z1,z2的啮合滑动率(齿廓磨损率)相等η12_1=η12_2: (太阳轮z1的滑动率=行星轮z2与太阳轮z1的滑动率)
法面变位系数χn1=0.728565  χn2=1.18423
    z1与z2端面重合度εα=1.04612
z1与z2的啮合滑动率η12_1=1.05281
z2与z1的啮合滑动率η12_2=1.05281 (一般要求滑动率η<4.0)
    齿轮z1的压强比ζ1=1.27428
    齿轮z2的压强比ζ2=0.856441  (压强比ζ应该小于1.4~1.7)

按齿轮z1,z2的压强比相等ζ1=ζ2: (齿轮z1的压强比ζ1=齿轮z2的压强比ζ2)
法面变位系数χn1=2.57338  χn2=-0.660589
    z1与z2端面重合度εα=0.458925
z1与z2的啮合滑动率η12_1=-0.659466
z2与z1的啮合滑动率η12_2=3.50293 (一般要求滑动率η<4.0)
    齿轮z1的压强比ζ1=0.827297
    齿轮z2的压强比ζ2=0.827297  (压强比ζ应该小于1.4~1.7)

齿轮z1法向齿顶厚为0.25*mn时的变位系数为: 1.1477
(对于硬齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.7651
齿轮z1法向齿顶厚为0.4*mn时的变位系数为: 0.985653
(对于软齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.927142
齿轮z1不根切的最小变位系数为: 0.326385 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
齿轮z2不根切的最小变位系数为: -1.44951 (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)

输入齿轮z1,z2法面变位系数χn1,χn2?
<[齿轮z1的法面变位系数χn1,输入A /齿轮z2的法面变位系数χn2,输入B]>:a
z1不根切的最小变位系数为: 0.326385  (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
实数 χn1 <齿轮z1的法面变位系数0.20000000>:1.0389908
输入参数:
法面模数Mn=10.0
端面模数Mt=10.1543
齿数z1=11
齿数z2=40
法面分度圆压力角αn=20.0°
端面分度圆压力角αt=20.2836°
齿顶高系数han=1.0
顶隙系数cn=0.25
螺旋角β=10.0°
齿根曲线圆角系数kc=0.38
齿轮z1齿宽B1=82.674
齿轮z2齿宽B2=77.674
齿轮第二公差组精度等级IT=7
计算结果:
实际中心距a'=275.0
中心距极限偏差: ±40.5 μm
最小法向侧隙Jbnmin= 332 μm(参考值)
(由Jbnmin=2/3*(0.06+0.0005*ai+0.03*mn)计算而来)
最小侧隙Jnmin= 210 μm(参考值)
(按GB10095-88参考值)
标准中心距a=258.934
中心距变动因素У=1.58221
啮合角α'=27.9706°
齿高变位因数ΔУ=0.301522
法面总变位因素Σχn=1.91279
外啮合齿轮副z1,z2 齿数比u12=3.63636
齿轮z1的法面变位因数χn1=1.03899
齿轮z2的法面变位因数χn2=0.873804
端面总变位因数Σχt=1.88374
齿轮z1的端面变位因数χt1=1.02321
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.860529
齿轮z1齿顶圆直径da=146.353    齿轮z1齿根圆直径df=107.477
齿轮z1分度圆直径d=111.697    齿轮z1基圆直径db=104.77
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=20.549
齿轮z1的固定弦齿高hf1=13.5886
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿厚sv1=23.1132
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=18.4997
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=3
齿轮z1的公法线长度w1=82.5198
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=3.52137
对于硬齿面,必须sa1>0.25*mn=2.5
对于软齿面,必须sa1>0.40*mn=4.0
齿轮z2齿顶圆直径da=437.523    齿轮z2齿根圆直径df=398.647
齿轮z2分度圆直径d=406.171    齿轮z2基圆直径db=380.983
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=19.4872
齿轮z2的固定弦齿高hf2=12.1299
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿厚sv2=21.9339
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=19.5089
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=6
齿轮z2的公法线长度w2=174.197
齿轮z2的法面齿顶厚sa2=8.64499
对于硬齿面,必须sa2>0.25*mn=2.5
对于软齿面,必须sa2>0.40*mn=4.0
端面重合度εα=0.991772 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
      z1的滑动率η12_1=0.381062
      z2的滑动率η12_2=1.3855(滑动率η12_1,η12_2应该接近,相等最为理想)
      z1的压强比ζ1=1.10525
      z2的压强比ζ2=0.840937(压强比ζ应该小于1.4~1.7)
压强比是用来表示齿廓各点接触应力与在节点处接触应力的比值,其分布情况与滑动率分布情况相似;滑动率η是用来表示齿廓磨损的,一般要求η<4.0
      轴向重合度εβ=0.429335 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  齿宽系数(b/d)  ψd=  0.6954
-----------------------------------------
已知中心距a'=275.00000000,按齿轮z1,z2滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数:
按齿轮z1,z2的啮合滑动率相等η12_1=η12_2:(齿轮z1与齿轮z2的滑动率=齿轮z2与齿轮z1的滑动率)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=0.728565
  齿轮z2的法面变位系数χn2=1.18423
端面重合度εα=1.04612 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
齿轮z1与齿轮z2的啮合滑动率η12_1=1.05281
齿轮z2与齿轮z1的啮合滑动率η12_2=1.05281
滑动率η是用来表示齿廓磨损的,一般要求η<4.0
  齿轮z1的压强比ζ1=1.27428
  齿轮z2的压强比ζ2=0.856441
(压强比ζ应该小于1.4~1.7)


已知中心距a'=275.00000000,按齿轮z1,z2压强比相等计算变位系数:
按齿轮z1,z2的压强比相等ζ1=ζ2:(齿轮z1与齿轮z2的压强比=齿轮z2与齿轮z1的压强比)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=2.57338
  齿轮z2的法面变位系数χn2=-0.660589
端面重合度εα=0.458925 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
齿轮z1与齿轮z2的啮合滑动率η12_1=-0.659466
齿轮z2与齿轮z1的啮合滑动率η12_2=3.50293
滑动率η是用来表示齿廓磨损的,一般要求η<4.0
  齿轮z1的压强比ζ1=0.827297
  齿轮z2的压强比ζ2=0.827297
(压强比ζ应该小于1.4~1.7)



齿轮z1法向齿顶厚为0.25*mn时的变位系数为: 1.1477
(对于硬齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.7651
齿轮z1法向齿顶厚为0.4*mn时的变位系数为: 0.985653
(对于软齿面,必须小于此变位系数.)
此时齿轮z2的变位系数为: 0.927142
z1不根切的最小变位系数为: 0.326385  (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
z2不根切的最小变位系数为: -1.44951  (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
滑动率越大,齿廓磨损率越大,噪音越大,寿命越短.按齿轮滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数可有效地减小小齿轮的滑动率,减小齿廓磨损,降低噪音,延长小齿轮的寿命.
  小齿轮变位系数越小,齿轮副的端面重合度εα越大.


中心距是否太大?

yanta82

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从概念上说,等滑动率不是等磨损率,因滑动率的存在,会产生1)齿面磨损2)齿面发热胶合...可看到等滑动率包括了等磨损,我们以前讨论的只是磨损的一方面,其实还有胶合等.通过一些例子我想看看小齿轮的滑动率*速比=大齿轮的滑动率的情况,发现虽然可以做到,但牺牲了其它的性能指标,实际上很难做到,用在行星传动就更困难了.

陈飞

内齿轮的滑动率资料介绍较少，有无计算公式？

陈飞

按等滑动率计算变位系数时的公式长长的一大串，有没有可能先分别计算两个齿轮的滑动率，在解方程的公式中只写两个滑动率，估计是做不到的，我还想按两个齿轮的复合齿形系数相等来分配变位系数呢，那公式根本无法写，用EXCEL和VBA就可以做到。