内容发布更新时间 : 2024/11/17 5:49:43星期一 下面是文章的全部内容请认真阅读。
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1， 2， 3， 4， 5， 6， 7， 8，
实用大全
基本思路
渐开线直齿轮齿的负载特性 防止啮合冲击
齿形修形的目的和原理
对直齿轮和斜齿轮分别进行齿形修形的建议 影响齿宽负载分布的因素
对直齿轮和斜齿轮分别进行齿向修形的建议 现场经验
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简介
负载齿轮的传动试验研究表明，随着齿轮进入啮合和脱离啮合时，由于角速度脉动的变化而增加了啮合冲击。啮合冲击，既使是制造很精确的齿轮也是难以避免的，因为这种冲击部分是由齿轮负载时的弹性变形引起的。啮合冲击的强度决定于负载量以及齿的精确度和壳体内传动齿轮与从动齿轮的相互位置，其他影响因素还有如：节线速度，齿轮惯性矩，齿面质量和润滑情况等。
齿轮间的波动引起齿轮自身和齿轮轴及壳体的振动从而产生噪音。只有当更高的速度和负载需求及传动噪音要求更高的情况非常紧急时，才能考虑采用通过齿形修形（齿顶，齿根修缘）减小啮合冲击。一旦实施了热后磨齿，那么就能承载更高的传动负载，在这种情况下就要求进行齿形修形。
但是随着传动负载的增加，对齿向修形（或是鼓形修整）也就有了要求。以下将对齿向修形做更深的说明。虽然鼓形修整的主要目的是是齿宽的负载分布均匀，不过设计良好的鼓形修整还可以减小啮合冲击。换句话说，也就是抵消各种与良好齿轮轴承条件相斥的影响。
两种类型的齿轮修形（齿形和齿向修形）的思路是不相同的。因此本论文将分别对两种不同的修形模式进行说明。
通常，实际的修形量都比较小，不管是齿顶修缘，齿根修缘还是端面修缘，通常在7.62∪到25.4∪之间。尽管修形量很小，可在修形设计和应用良好的情况下，这一点点的修形可以提高齿面的负载能力。然而，如果要求进行齿形修形以提高齿面负载力，那么必须修形确保达到最小制造精度。从振幅的序方面考虑，如果齿形误差接近齿形修形量时，那么对齿轮啮合性能的改善就还有所怀疑，特别是当修形和误差同时出现时。
通常认为，如果要使用齿形和齿向修形的方法增加齿宽负载能力，那么必须确保在振幅上齿形误差比修形量小。
本文给予的建议都是基于专业的斜齿硬化和磨齿经验提出的。 齿形的精确性符合AGMA的14-15质量的。 然而， 齿廓精确性可以确保更好的质量。
1， 基本思路
齿轮进入啮合时的速度很大，因此负载转接时，自然地就会产生阻尼振动。 对于直齿轮而言，承载负荷的齿数将由两个转为一个，又由一个转回两个，这样使得弹性变形更加复杂。虽然直齿轮和斜齿轮的啮合情况基本相同，可对于斜齿轮而言，相联系的齿轮副更多，且齿数更换的作用也更慢性些。对于相同的负载，传动速度和齿精确度，斜齿的修形量要比直齿的更小。更进一步的思考：斜齿不能立即使整个齿宽相接触，而是负载先由斜齿的顶端承载然后渐渐的传向整个齿宽面（见图表1）.因此可见，齿向修形（鼓形修整或齿端修缘）也是避免啮合冲击的有效方法。之后，我们将仅从静态观点，检测直齿轮啮合整个过程的负载情况。但是我们必须谨记啮合冲击指的是一个动态的过程，且其实际的负载力大于理论的、静态值；假定齿轮的振动形状是由齿速和惯性决控制的。
2，渐开线直齿轮的负载特性
当直齿轮啮合时，其齿间接触是由单对齿和双对齿轮交替进行地。将齿轮的接触线作为横坐标，如图表2，并垂直该轴作一纵坐标，这样我们就能表示出齿的啮合路径AD上任意一点所受的负载力。双对齿的接触路径在AB和CD上，而单对齿接触路径只是在BC之上。其实这些路径长度是由齿轮的尺寸规定的，AC和BD等同于基本节线。对于完全精确和毫无变形的齿轮而言，，双接触区域上所受的负载正好是单接触区域负载的一半。这可用
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AFGHIKLD曲线表示。由于轮齿接触点的表面会变形和轮齿本身也会弯曲变形，所以齿宽的负载分布会发生变化。通过计算可得出负载力的AMNHIOPD曲线，负载传递的粗略方式为，啮合从A点开始，该点并承载40%的负载量，从双齿接触转向单齿接触的点的负载涨至60%。之后中央区域单独地承载100%的负荷。滚动齿轮副承载60%的负荷，之后在脱离啮合时其负载有降至40%。
3.防止啮合冲击
只要目前考虑的轮齿出现任何误差，其负载特性就会发生变化，尤其是那些刚性比较好的轮齿，即使是轻微的误差也会产生巨大的影响。我们当前研究的主要发现是，当齿轮啮合时，由于轮齿会发生弹性变形，所以其中一个齿轮相对于另一个齿轮会旋转。我们将这一旋转表述为沿着啮合线的位移（见图表3）. 直齿轮的位移值用以下公式表示：
单位：2.54∪（方程1）
=啮合线上的一般负载力（） 在齿轮进行啮合的时刻，从动齿的齿廓将会沿着啮合线上下移动，据图表3显示其移动量为。这一结果是由已啮合的齿轮副和齿轮副发生弹性变形引起的。缺少这种相关性将会引起啮合冲击。正如前面以提及的那样，齿形误差也会产生这相似的后果，因为齿形误差也表示了接触点的位移。
在齿面研磨修形设备整合到MAAG机器前，若要制造高能量和高速度的好、齿轮，通常采用以下实践方式以缓解当时的形势。
A） 减小误差范围，特别是齿形齿向和邻近节距的误差
B） 将端面啮合比增至最大（方法之一：在15度压力角的基础上进行齿顶修形-1998
年之后称为MAAG-toothing）
C） 与从动齿的节距相比，稍微增长点传动齿的基圆节距。如图表4所示。 如果传动齿轮与从动齿轮的基圆节距差大于所有误差和变形量的总和，那么此齿轮进入啮合时，两齿轮齿轮将不会接触。随后啮合的负载将渐渐由此齿轮承担。自然地，两齿轮的基圆节距差不能太大，否则，两基圆直径比将不再与传动比相吻合，且将以齿轮的连续啮合频率，速度不断的上下波动。现实中，两齿轮基圆节距差最大只能为3.81∪.
使用足够重叠比（假如3和4之间）的斜齿轮，可以减小齿形误差的影响，尤其是齿廓误差的影响。同时还可以减少由基圆节距差引起的速度波动事件的发生。
4，齿廓修形的目的和原理
为了避免齿轮进入啮合和脱离啮合时产生冲击，齿面齿廓可以进行适当距离的修整。例如：对小齿轮的齿根和齿顶区域进行修整，大家都熟如“齿根和齿顶修缘”。现今，如以上提到的修形，其修形量和修形形状可受MAAG磨床的精密控制。再者，经过修缘的区域能够很顺畅地弯曲至余下的渐开线区域。 齿轮修整有各方面的修形特性规定；且直齿轮和斜齿轮的修形特性是各不相同的。因此修形原理的各种设置在不断发展变化。有关修形价值的最终确定只有在得到较好的实际效果才能给予批准。
为了仔细查看直齿所出现的问题，我们得再次查阅负载图表2. 。见表可知，渐开线齿面上的起始接触点A与终点D之间间距很大。且负载变更点B和C的负载变化急剧，因为B和C点分别是两个轮齿负载突然转换到一个轮齿负载的转换点和一个轮齿负载转换到两个轮齿的转点。由于B和C两转换点会引起齿轮的振动，所以必须尽可能的压制其振动冲击。图表5b是某一特定负载的变更图，此负载量应该能够有效的减少振动冲击。
若忽视制造误差，我们还得面对的一个问题：到底应该将齿轮修整到什么确切的形状才能使得轮齿的接触力能够遵循图表5b的AHID图，而非即使齿面修形不当时也适用的
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