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压力角渐开线及渐开线齿轮当一直线沿一圆周作纯滚动时，此直线上任一点的轨迹即称为该圆的渐开线，该圆称为渐开线的基圆，而该直线则称为发生线。图1齿轮压力解析图如图1：AK渐开线基圆，rbn-n：发生线K：渐开线AK段的展角用渐开线作为齿廓的的齿轮称为渐开线齿轮。渐开线齿轮能保持恒定的传动比。渐开线上任一点法向压力的方向线（即渐开线在该点的法线）和该点速度方向之间的夹角称为该点的压力角。显然，图2中的图2k即为渐开线上K点的压力角。由图可知：cosk=ON/OK=rb/Rk以上为渐开线上某点的压力角，通常所指的压力角20、25指的是齿轮分度圆与渐开线交点处点的压力角。压力角不同，基圆的大小也随之不同，则其渐开线齿廓的形状也就不同，压力角是决定渐开线齿廓形状的一个基本参数。分度圆上齿形角大小对齿轮形状有影响（如上图）：当分度圆半径不变时，齿形角减小，轮齿的齿顶变宽，齿根变窄，承载能力降低；齿形角增大，轮齿的齿顶变窄，齿根变宽，承载能力增大，但传动费力。综合考虑传动性能和承载能力，我国标准规定渐开线圆柱齿轮分度圆上的齿形角=20。齿形与分度圆交点的径向线与该点的齿形切线所夹的锐角被称为分度圆压力角。一般所说的压力角，都是指分度圆压力角。最为普遍地使用的压力角为20,但是,也有使用14.5、15、17.5、22.5压力角的齿轮。1） 传动比取整数，当轮齿转过公倍数后，又是原先的轮齿相互啮合，轮齿容易发生疲劳点蚀。特别的，取11，则老是固定的轮齿啮合。2）齿轮不可能安装在理想位置，加工精度也不可能理想化。固定的轮齿啮合，也意味着受力也是周期性变化，这也是要尽量避免的。3）传动比不是整数，意味着有更多的轮齿有相互啮合的机会，能够延长齿轮寿命。4）如果可能的话，将一个齿轮的齿数设计为“奇数”，每个轮齿都有相互啮合的机会。特殊情况下，传动比只能取整数，就另当别论了。也不是就一定不可以。标准齿轮计算跨棒距是表示齿厚的一个间接参数，用两根小圆棒卡在相对的齿槽里，测量其外缘的尺寸，这就是跨棒距M，这个小圆棒称为节圆棒。注意节圆棒要与齿面节圆处相切。齿条的跨棒距用一个节圆棒就可以了。还想请问，如何建立跨棒距和齿厚的关系呢？还有就是量棒的选取有相关标准码？回答跨棒距和齿厚之间没有直接的能用公式表示的关系。量棒的的选取 一般是在不变位 的情况下，内齿量棒直径=1.467m 外齿量棒直径=1.68m m表示模数注意两点 1 .相切点在尽量靠近分度圆 2.棒外圆高于齿顶园，便于测量一、齿轮齿数的确定1.当各变速组的传动比确定之后，可确定齿轮齿数，带轮直径。确定齿轮齿数时，选取合理的齿数和Sz很关键。齿轮的中心距取决于传递的扭矩。一般来说，主变速传动系是降速传动系，越后面的变速组传递的扭矩越大，因此中心距也越大。齿数和不应过大，一般推荐Sz=1820。主轴上小齿轮Zmin=20，高速齿轮取Zmin=25。其二、受齿轮结构限制的最小齿数的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠地安装在轴上或进行套装，齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚a=2m（m为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形、断裂。Zmin6.5+D/m（D-齿轮花键孔的大径；m-齿轮模数）其三、两轴间最小中心距应取得适当，若齿数和Sz过小，将导致两轴的轴承及其它结构之间的距离过近或相碰。3传动比要求确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。机床的主传动属于外联系传动链，实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间允许有误差，但需限制在一定范围内，一般不应超过10(-1)%，即n=(nn)/n=(uu)/u10(1)n主轴转速的相对误差n，n速度的实际转速、标准转速（转速图标定）u，u实际主轴转速的实际传动比、理论传动比公比二、查表法确定变速组齿轮齿数齿轮副传动比是标准公比的整数次方，变速组内的齿轮模数相等，按照常用的传动比的适用齿数表查出齿轮齿数。第一变速组（轴间）有三个传动副，其传动比分别是：ua1=1，ua2=1/1.41，ua3=1/2。后两个传动比小于1，取其倒数，即按1，1.41和2查表，在合适的齿数和Sz范围内，查出存在上述三个传动比的Sz分别有：ua1=1Sz=，60，62，64，66，68，70，72，74，ua2=1/1.41Sz=，60，63，65，67，68，70，72，73，75，ua3=2Sz=，60，63，66，69，72，75，三对传动副的齿数和Sz应该是相同的，符合条件的有Sz=60或72，从表中可以查出三个传动副的主动齿轮齿数分别为36、30、24，则能算出三个传动副的齿轮齿数分别为ua1=36/36，ua2=30/42，ua3=24/48。同理第二变速组（轴间）有两个传动副，传动比ub1=1.410=1，ub2=1.41-38.21，计算和查表筛选最后得出两个传动副的齿轮齿数分别是ub