斜齿轮式蜗杆传动啮合分析 —— （3）法基节相等原则重点解读及计算举例

hzy

您有这些收获,我也高兴,,我论坛没有白来,其它的一切别提它了,谢谢!!

myT9981

henrymao 发表于 2019-3-18 16:23
可能他比较忙吧。我可以把我的理解说下。
关于1：对现在很多厂家来说你说的是对的。但是我们的客户里面也 ...

首先谢谢您的解答。

交错轴中，如果两个齿轮的螺旋角是不相同的，在X1+X2=0时：β1±β2=∑，而当X1+X2≠0时，β1±β2≠∑ 所以，我认为楼主的算法对于齿轮变位与否都用sinβ2j=tanγ1是不合适变位后应该是有变化的。我的本意是想把这种计算更加丰富，并无他意。

另外，我们也可以把上面例子的齿轮参数进行与蜗杆相同法向模数，法向压力角转换，之后再用交错轴系来验算便知，不变位是可以的，把齿轮设定Xn2=0.25时，齿轮的螺旋角就发生变化了（当然中心距也变了）。有兴趣的话可以说说你的看法。

henrymao

myT9981 发表于 2019-3-22 08:20
首先谢谢您的解答，也可见你的理论功底之好。佩服!我认真看了你的解答，但我认为你的结论对于平行轴系是 ...

嗯嗯，那么我们节圆上的认识达成了共识。

那么关键就是变位系数的变化是否会引起节圆直径的变化呢？

如果变位系数改变，节圆直径不变，那么其螺旋角为什么要改？

因为我们讨论的前提都是中心距不变的，所以只是做齿轮变位系数的分配的话我认为齿轮的节圆直径并不会改变。所以螺旋角公式不会因为变位系数的变化而发生变化。

henrymao

我又看了一遍您的疑问点，我想我搞明白了。

你所谓的变位其实是指变位系数之和发生变化了的，所以本质上是中心距有发生了变化的。

但是版主的理论里面中心距是固定值，公式前面我也提供了。两个变位系数之后是不变的，你变xn2，我选个对应的xn1保证0侧隙或者某个固定侧隙值即可。

henrymao

我还是想说下我的理解。
平行轴齿轮副的角変位的目的还是为了保证两个齿轮的模数，压力角，螺旋角是相等的，而且即使模数压力角是标准值，也能设计出一些使用非标模数和压力角的效果。因为平行轴齿轮副假如把节圆设定为分度圆，那么其实也是一个变位系数之和为0的角変位。只是其模数，压力角都是非标的了。所以其好处是使用标准模数和压力角可以实现非标设计来优化齿轮参数。

然后我们来看myT9981先生说的，在交错轴系上引入角変位齿轮的概念后，模数压力角还是不变，但是我们的β1±β2≠∑变成了这样。那么换个思路，假如我改变β1值，使得我齿轮的分度圆和节圆再次重合后，那么β1±β2=∑是否就再次符合了呢？

所以简单的说myT9981先生认为微调中心距后，我们保持β1不变，然后通过计算得到β2来保证齿轮的正确啮合。最后他们的β1±β2≠∑
我这边提议的是微调中心距后我不固定β1，我根据节圆算出新的β1，然后继续使用β1±β2=∑算出β2。

从齿轮运行效果来说，两者齿形应该很接近，所以一定说哪个思路更加优秀其实是无法断定的，即使有差别也非常微小。
从计算难度来说，应该是我的思路会更加简单一些，因为我不用转换到节圆上找螺旋角值，再转换到配对齿轮的分度圆上计算螺旋角值。我的思路会快一点点。
然后从用户认知上来说，我的思路对大部分工程师来说其实没啥创意，就那么回事。你的思路其实就挑战工程师认知了。从技术推广角度来看你的思路可能推广会比较困难。面临的是工程师的疑问，加工车间的疑问，检测站的疑问，客户的疑问。因为绝大部分行业从业者是知道模数，压力角相等，螺旋角相等。如果是轴交角齿轮的，那么β1±β2=∑。

回到这个算法，这个算法的中心距公式：
a=0.5*(mx1*z1/tan(γ1)+mx1*z2)
中心距的微调并不会对这个算法构成什么威胁的。调整γ1即可。在你给定的具体中心距下，这个算法一样可以得到能完美啮合的蜗杆齿轮副的。