mrmrw 发表于 2013-3-13 08:27 static/image/common/back.gif
斜齿轮，由于螺旋角的存在，通过调整螺旋角可以实现中心距的匹配。但是螺旋角的选择是由限制的，如果为了 ...
那变位系数x的选取呢？中心距没有特殊的要求，只是想要增加斜齿轮的承载能力，是不是做较大的变位不合适，在手册中确实是这么说的，而且我通过KISSsoft软件计算，也发现类似的问题，大的正变位重合度会降低很多，即使齿厚增加，总的承载能力还是降低的。
dyzch 发表于 2013-3-13 17:16 static/image/common/back.gif
那变位系数x的选取呢？中心距没有特殊的要求，只是想要增加斜齿轮的承载能力，是不是做较大的变位不合适， ...
其实你所说的很多因素都是相互影响的，没有一个统一的标准答案，关键是看实际的应用！
所有的理论都是建立的很理想的状态下的，实际上那个齿轮会做的没有误差那！
不要死扣书本，实践才是最终的评判依据！
mrmrw 发表于 2013-3-14 08:20 static/image/common/back.gif
其实你所说的很多因素都是相互影响的，没有一个统一的标准答案，关键是看实际的应用！
所有的理论都是建 ...
明白您的意思，我按照实际的工况，应用KISSsoft模拟出两组，中心距相同，齿数相近，结果显示非常小的负变位安全系数更高，不知道在实际应用中是否也是这样，从理论设计看，正变位导致重合度下降，安全系数降低。
dyzch 发表于 2013-3-14 15:31 static/image/common/back.gif
明白您的意思，我按照实际的工况，应用KISSsoft模拟出两组，中心距相同，齿数相近，结果显示非常小的负变 ...
影响安全系数的众多参数中很多都是近似计算，这就导致了变位系数一个因素的大小不一定能直接反应到安全系数上。
比如内齿轮的强度计算，变位和不变位在齿形系数YFa上都是一样的！
你只考虑一个系数实际上没有多少价值，换言之，齿轮的强度计算，基本上参考意义的多，做的东西是否符合计算那是另一回事！做强度计算标准，其实际价值是有限的，但是有总比没有强，至少是在估算的时候有个依据，不是乱搞的！
ISO 4467:1982标准变位系数分配方法：适用于外啮合齿轮副的减速与增速类型的传动齿轮副！
前辈，能不能发个齿轮专家系统给我啊？谢谢
江苏正大永达 发表于 2013-4-2 11:05 static/image/common/back.gif
前辈，能不能发个齿轮专家系统给我啊？谢谢
以上这些都是新版齿轮软件CMDS系统的变位部分，正在编写新代码中！
这其中，对齿轮变位有了一些新的认识，分享出来给大家做一个参考！
PD 6457 ：1970标准是一个与DIN 3992:1964，ISO/TR 4467:1982， VSM 15525:1961非常相近的一份齿轮变位分配算法标准！
这个标准给出了相应的计算分配公式，对于变位分配算法，比DIN和VSM都容易使用。
但是，标准中给出的图表有些是不完善的！
贴两张对比图吧！
（1）第1张图：是PD6457标准中的原图，但是有点错误！ 对于zv = 10的那条线，不可能是连续的，采用该标准算法分配的变位齿轮存在啮合干涉，此时的重合度是没有意义的！
举例： z1 = 10, z2 = 40;在满足εα = 1.2 的条件下分配变位，将导致啮合干涉，此时计算的重合度是没有意义的！
（2）按标准算法采用编程实现得到的曲线，与上图对比！
（3）变位分配线图
VSM 15525变位系数分配算法是比较复杂的一种形式。
其分配线在zv轴上采用的双重的自然对数，即：ln。在使用此方法时，需要确定zv1与zv2的中点zv_m，此中点值不是简单的（zv1 + zv2）/2，而是采用对数求解：
zv_m = exp(sqrt(ln(zv1) * ln(zv2)))！
只有这样采用计算出zv_m值，然后才能进行下一步变位分配！
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以下是摘自《2002+现代机械传动手册》一书中的分配算法。
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以下是采用程序实现的界面！
（1）总图
（2）减速分配图
（3）增速分配图
对于VSM 15525法变位分配，在PD 6457中有引用的地方，说明此法还是有点特色的：分配线是直线，是采用直线取代曲线表达的一种表达方式！
另外，在法国人昂里奥的著作《1986+齿轮的理论与实践》一书中也有所提到。此书中提到：要使大小齿轮的最大滑动比相等，胶合参数相等，对z1-x1坐标系的横轴z1采用对数坐标表达时，可以方便的用直线取代曲线！
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昂里奥的图：