34主传动系设计.docx
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34主传动系设计
§3-4主传动系设计
一、主传动系设计应满足的基本要求
机床主传动系因机床的类型、性能、规格尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。
设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。
在设计时应结合具体机床进行具体分析。
一般应满足下述基本要求：
1）满足机床使用性能要求。
首先应满足机床的运动特性，如机床的主轴有足够的转速范围和转速级数（对于主传动为直线运动的机床，则有足够的每分钟双行程数范围及变速级数）。
传动系设计合理，操纵方便灵活、迅速、安垒可靠等。
2）满足机床传递动力要求。
主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和扭矩，具有较高的传动效率。
3）满足机床工作性能的要求。
主传动中所有零、部件要有足够的刚度、精度和抗振性，热变形特性稳定。
4）满足产品设计经济性的要求。
传动链尽可能简短，零件数目要步，以便节省材料，降低成本，
5）调整维修方便，结构简单、合理，便于加工和装配。
防护性能好，使用寿命长。
二、主传动系分类和传动方式
主传动系一般由动力源（如电动机）、变速装置及执行件（如主轴、刀架、工作台），以及开停、换向和制动机构等部分组成。
动力源给执行件提供动力，并使其得到一定的运动速度和方向，变速装置传递动力以及变换运动速度；执行件执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。
（一）主传动系分类
主传动系可按不同的特征来分类：
（1）按驱动主传动的电动机类型可分为交流电动机驱动和直流电动机驱动。
交流电动机驱动中又可分单速交流电动机或凋速交流电动机驱动。
调速交流电动机驱动又有多速交流电动机和无级调速交流电动机驱动。
无级调速交流电动机通常采用变频凋速的原理。
（2）按传动装置类型可分为机械传动装置、液压传动装置、电气传动装置以及它们的组合。
（3）按变速的连续性可以分为分级变速传动和无级变速传动。
分级变速传动在一定的变速范围内只能得到某些转速，变速级数一般不超过20～30级。
分级变速传动方式有滑移齿轮变速、交换齿轮变速和离台器（如摩擦式、牙嵌式、齿轮式离台器）变速。
因它传递功率较大，变速范围广，传动比准确，工作可靠，广泛地应用于通用机床，尤其是中小型通用机床中。
缺点是有速度损失，不能在运转中进行变速。
无级变速传动可以在一定的变速范围内连续改变转速，以便得到最有利的切削速度}能在运转中变速，便于实现变速自动化}能在负载下变速，便于车削大端面时保持恒定的切削速度，以提高生产效率和加工质量。
无级变速传动可由机械摩擦无级变速器、液压无级变速器和电气无级变速器实现。
机械摩擦无级变速器结构简单、使用可靠，常用在中小型车床、铣床等主传动中。
液压无级变速器传动平稳、运动换向冲击小，易于实现直线运动，常用于主运动为直线运动的机床，如磨床，拉床、刨床等机床的主传动中。
电气无级变速器有直流电动机或交流调速电动机两种，由于可以大大简化机械结构，便于实现自动变速、连续变速和负载下变速，应用越来越广泛，尤其在数控机床上目前几乎全都采用电气变速。
数控机床和大型机床中，有时为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒扭矩的要求，或为了进一步扩大变速范围，常在无级变速器后面串接机械分级变速装置。
（二）主传动系的传动方式
主传动系的传动方式主要有两种：
集中传动方式和分离传动方式。
1集中传动方式
主传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内，称为集中传动方式。
通用机床中多数机床的主变速传动系都采用这种方式。
如图3－11所示的铣床主变速传动系。
铣床利用立式床身作为变速箱体，所有的传动和变速机构都装在床身中。
其特点是结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。
缺点是这些高速运转的传动件在运转过程中所产生的振动，将直接影响主轴的运转平稳性；传动件所产生的热量，会使主轴产生热变形，使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。
这种传动方式适用于普通精度的大中型机床。
2．分离传动方式
主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中，然后通过带传动将运动传到主轴箱的传动方式，称为分离传动方式。
如图3—12所示，主轴箱中只装有主轴组件和背轮机构。
其特点是变速箱各传动件所产生的振动和热量不能直接传给或少传给主轴，从而减少主轴的振动和热变形，有利于提高机床的工作精度。
在分离传动式的主轴箱中采用的背轮机构，如
图3－12中27／63×17／58齿轮传动的作用是：
当主轴作高速运转时，运动由皮带经齿轮离合器直接传动，主轴传动链短，使主轴在高速运转时比较平稳，空载损失小}当主轴需作低速运转时，运动则由皮带轮经背轮机构的两对降速齿轮传动后，转速显著降低，达到扩大变速范围的目的。
三、分级变速主传动系
分级变速主传动系设计的内容和步骤如下：
根据已确定的主变速传动系的运动参数，拟定结构式、转速图，合理分配各变速组中各传动副的传动比，确定齿轮齿数和带轮直径等，绘制主变速传动系图。
（一） 拟定转速图和结构式
1．转速图
在设计和分析分级变速主传动系时，用到的工具是转速图。
在转速图中可以表示出：
1、传动轴的数目、电机转数
2、传动轴之间的传动关系
3、主轴的各级转速值及其传动路线
4、各传动轴的转速分级和转速值
5、各传动副的传动比等。
转速图是由一些互相平行和垂直的格线组成。
其中，距离相等的一组竖线代表各轴，轴号写在上面，从左向右依次标注电、I、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ等分别表示电动机轴、I轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴即为主轴。
竖线间的距离不代表各轴间的实际中心距。
距离相等的一组水平线代表各级转速，与各竖线的交点代表各轴的转速。
由于分级变速机构的转速是按等比级数排列的，如竖线是对数坐标，相邻水平线的距离是相等的，表示的转速之比是等比级数的公比
，本例
=1.41。
转速图中的小圆圈表示该轴具有的转速，称为转速点。
如在Ⅳ轴（主轴）上有12个小圆圈，
即12个转速点，表示主轴具有12级转速，从31.5r／min～1400r／rnln，相邻转速的比是
。
传动轴格线间转速点的连线称为传动线，表示两轴间一对传动副的传动比
，用主动齿轮与被动齿轮的齿数比或主动带轮与被动带轮的轮径比表示。
传动比
与速比
互为倒数关系，即
=1／i。
若传动线是水平的，表示等速传动，传动比
=1；若传动线向右下方倾斜，表示降速传动，传动比“
<1．；若传动线向右上方倾斜．．表示升速传动，传动比
>l。
如本例中，电动机轴与I轴之间为皮带定比传动，其传动比为
=126／256≈1／2≈1/1.41
=1/
是降速传动，传动线向右下方倾斜两格。
I轴的转速为
n1=1440×126／256r／min=710r／min
轴I—Ⅱ间的变速组a有三个传动副，其传动比分别为
U1=36／36=1／1=1／
0
U2=30/42=1/1.41
1
U3=24/48=1/2=1/1.41
2
在转速图上轴I一Ⅱ之间有三条传动线，分别为水平、向右下方降一格、向右方下降两格。
轴Ⅱ－Ⅲ轴间的变速组b有两个传动副，其传动比分别为
U1=42／42=1／1—1／
0
U2=22／62=1／2.82—1／
3
在转速围上，Ⅱ轴的每一转速都有两条传动线与Ⅲ轴相连，分别为水平和向右下方降三格。
由于Ⅱ轴有三种转速，每种转速都通过两条线与Ⅲ轴相连，故Ⅲ轴共得到3×2＝6种转速。
连线中的平行线代表同一传动比。
Ⅲ－Ⅳ轴之间的变速组c也有两个传动副，其传动比分别为
U1=60／30=2／1＝
2/1
U2=18／72=1／4=1／
4
在转速图上，Ⅲ轴上的每一级转速都有两条传动线与Ⅳ轴相连，分别为向右上方升两格和向右下方降四格。
故Ⅳ轴的转速共为3×2×2=12级。
2．结构式
设计分级变速主传动系时，为了便于分析和比较不同传动设计方案，常使用结构式形式，如12=3×2×2。
式中，12表示主轴的转速级数为12级，3、2、2分别表示按传动顺序排列各变速组的传动副数，即该变速传动系由a、b、c三个变速组组成，其中，a变速组的传动副数为3，b变速组的传动副数为2，c变速组的传动副数为2。
结构式中的下标1、3、6，分别表示出各变速组的级比指数。
变速组的级比是指主动轴上同一点传往被动轴相邻两传动线的比值，用
x表示。
级比
x中的指数x．值称为级比指数，它相当于由上述相邻两传动线与被动轴交点之间相距的格数。
设计时要使主轴转速为连续的等比数列，必须有一个变速组的级比指数为1，此变速组称为基本组。
基本组的级比指数用x0表示，即X0=1，如本例的（3 ）即为基本组。
后面变速组因起变速扩大作用，所以统称为扩大组。
第一扩大组的级比指数x1一般等于基本组的传动副数P0，即x1=P0。
如本例中基本组的传动副数P0＝3，变速组b为第一扩大组，其级比指数为X1＝3。
经扩大后，Ⅲ轴得到3×2=6种转速。
第二扩大组的作用是将第一扩大组扩大的变速范围第二次扩大，其级比指数X2等于基本组的传动副数和第一扩大组传动副数的乘积，即X2＝P0×P1。
本例中的变速组c为第二扩大组．级比指数X2=P0P1=3×2＝6，经扩大后使Ⅳ轴得到3×2×2=12种转速。
如有更多的变速组，则依次类推。
图示方案是传动顺序和扩大顺序相一致的情况，若将基本组和各扩大组采取不同的传动
顺序，还有许多方案。
例如，12＝3×2 X2 ，12＝2×3 ×2 ，，…等。
综上所述，我们可以看出结构式简单、直观，能清楚地显示出变速传动系中主轴转速级数Z，各变速组的传动顺序，传动副数P和各变速组的级比指数Xi，其一般表达式为
Z=（P0）X0×（P1）X1×（P2）X2×（P3）X3 （3—13）
（二）各变速组的变速范围及极限传动比
变速组中最大与最小传动比的比值，称为该变速组的变速范围。
即
变速范围R=最大变速范围Umax/最小变速范围Umin
变速组的变速范围一般可写为Ri=
由式（3－14）可见，变速组的变速范围R值中
的指数Xi（Pi一1），就是变速组中最大传动比的传动线与最小传动比的传动线所拉开的格数。
设计机床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，
一般限制降速最小传动比U主max≥1／4；
为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比U主max≤2，斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取U主max≤2.5。
因此，各变速组的变速范围相应受到限制；
主传动各变速组的最大变速范围为R主max=U主max/U主min≤（2～2．5）／0．25=8～10；
对于进给传动链。
由于转速通常较低，传动功率较小，零件尺寸也较小，上述限制可放宽为为U进max≤2.8，U主min≥1／5，故U进max≤14。
主轴的变速范围应等于主变速传动系中各变速组变速范围的乘积，即
R。
=R0R1R2…Rj
检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。
因为其它变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其它变速组更不会超出极限值。
例如，12＝3
×2
×2
，
＝l.41，其最后扩大组的变速范围
R2=7.858
等于R主max值，符合要求，其它变速组的变速范围肯定也符合要求。
又如12=2
×2
×3
，
=1.41，其最后扩大组舶变速范围
R2=15.62
超出R主max值，是不允许的。
从式（3一14）可知，为使最后扩大组的变速范围不超出允许值，最后扩大组的传动副一般取P=2较合适，
（三）主变速传动系设计的一般原则
1．传动副前多后少原则
主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动件转速较高，传递的扭矩较小，尺寸小一些；反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的扭矩较大，尺寸就较大。
因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，即P0>P1>P2>…>Pj。
使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸。
接此原则，12=3×2×2，12=2×3×2，12=2×2×3，三种不同传动方案中以前者为好。
2．传动顺序与扩大顺序相一致的原则
当变速传动系中各变速组顺序确定之后，还有多种不同的扩大顺序方案。
例如：
12=3×2×2方案，有下列6种扩大顺序方案
12＝3
×2
×2
12=3
×2
×2
12=3
×2
×2
12=3
×2
×2
12=3
×2
×2
12=3
×2
×2
从上述6种方案中，比较12＝3
×2
×2
（图3—14a）、和12=3
×2
×2
（图3-14b）两种扩大顺序方案。
图3－14a所示的方案中，变速组的扩大顺序与传动顺序一致，即基本组在最前面，依次为第一扩大组，第二扩大组（即最后扩大组），各变速组变速范围逐渐扩大。
图3—14b所示方案则不同，第一扩大组在最前面，然而依次为基本组、第二扩大组。
将图3－14a、b两方案相比较，后种方案因第一扩大组在最前面，I轴的转速范围比前种方案大。
如两种方案Ⅱ轴的最高转速一样，后种方案I轴的最低转速较低，在传递相等功率的情况下，受的扭矩较大，传动件的尺寸也就比前种方案大。
将图3一14a所示方案与其它多种扩大顺序方案相比，可以得出同样的结论。
“前密后疏”原则：
在设计主变速传动系时，尽可能做到变速组的传动顺序与扩大顺序相一致。
由转速图上可发现，当变速组的扩大顺序与传动顺序相一致时，前面变速组的传动线分布紧密，而后面变速组传动线分布较疏橙，所咀“变速组的扩大顺序与传动顺序相一致”原则可简称“前密后疏”原则。
3.变速组的降速要前慢后快，中间轴的转速不宜超过电动机的转速。
如前所述，从电动机到主轴之间的总趋势是降速传动，在分配各变速组传动比时，为使中间传动轴具有较高的转速，以减小传动件的尺寸，前面的变速组降速要慢些，后面变速组降速要快些。
但是，中间轴的转速不应过高，以免产生振动、发热和噪声。
通常，中间轴的最高转速不超过电动机的转速。
上述原则在设计主变速传动系时一般应该遵循。
但有时还须根据具体情况加以灵活运用。
例如图3一15所示的一台卧式车床主变速传动系，因为I轴上装有双向摩擦片式离合器，轴向尺寸较长。
为使结构紧凑，第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则采用三个传动副。
又如当主传动采用双速电动机时，它成为第一扩大组，也不符台传动顺序与扩大顺序相一致的原则，但是，却使结构大为简化，减少变速组和转动件数目。
（四）主变速传动系的几种特殊设计
前面论述了主变速传动系的常规设计方法。
在实际应用中，还常常采用多速电动机传动，交换齿轮传动和公用齿轮传动等特殊设计。
1．具有多速电动机的主变速传动系设计
采用多速异步电动机和其它方式联合使用，可以简化机床的机械结构，使用方便，并可以在运转中变速，适用于半自动、自动机床及普通机床。
机床上常用双速或三速电动机，其同步转速为（750／1500）r／min、（1500／3000]r／min、（750／1500／3000）r／mm），电动机的变速范围为2～4，级比为2。
也有采用同步转速为（1000／1500）r／min、（750／1000／1500）r／min的双速和三速电动机，双速电动机的变速范围为1.5，三速电动机的变速范围是2，级比为1.33～1.5。
多速电动机总是在变速传动系的最前面，作为电变速组。
当电动机变速范围为2时，变速传动系的公比P应是2的整数次方根。
例如公比为1.26，是2的3次方根，基本组的传动副数应为3，把多速电动机当作第一扩大组。
又如公比为1.41，是2的2次方根，基本组的传动副数应为2，多速电动机同样当作第一扩大组。
图3—16是多刀半自动车床的主变速传动系图和转速图。
采用双速电动机，电动机变速范围为2，转速级数共8级。
公比p=1.41，其结构式为8=2×2×2．，电变速组作为第一扩大组，I－Ⅱ轴间的变速组为基本组，传动副数为2，Ⅱ－Ⅲ轴间变速组为第二扩大组，传动副数为2。
多速电动机的最大输出功率是与转速有关，即电动机在低速和高速时输出的功率不同。
在本例中，当电动机转速为710r／min时，即主轴转速为90、。
125、345、485r／min时，最大输出功率为7.5kW；当电动机转速为1440r／min时，即主轴转速为185、255、700、1000r／min时，功率为10kW。
为使用方便，主轴在一切转速下，电动机功率都定为7.5kW。
所以，采用多速电动机的缺点之一就是当电动机在高速时，没有完全发挥其能力。
2．具有交换齿轮的变速传动系
对于成批生产用的机床，例如自动或半自动车床，专用机床，齿轮加工机床等，加工中一般不需要变速或仅在较小范围内变速；但换一批工件加工，有可能需要变换成别的转速或在一定的转速范围内进行加工。
为简化结构，常采用交换齿轮变速方式，或将交换齿轮与其它变速方式（如滑移齿轮、多速电动机等）组合应用。
交换齿轮用于每批工件加工前的变速调整，其它变速方式则用于加工中变速。
为了减少交换齿轮的数量，相啮合的两齿轮可互换位置安装，即互为主、被动齿轮。
反映在转速图上，交换齿轮的变速组应设计成对称分布的。
如图3一17所示的液压多刀半自动车床主变速传动系，在I－Ⅱ轴间采用了交换齿轮，Ⅱ－Ⅲ轴问采用双联滑移齿轮。
一对交换齿轮互换位置安装，在Ⅱ轴上可得到两级转速，在转速图上是对称分布的。
交换齿轮变速可以用少量齿轮，得到多级转速，不需要操纵机构，变速箱结构大大简化。
缺点是更换交换齿轮较费时费力；如果装在变速箱外，润滑密封较困难，如装在变速箱内，则更换麻烦。
3．采用公用齿轮的变速传动系
在变速传动系中，即是前一变速组的被动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，称为公用齿轮。
采用公用齿轮可以减少齿轮的数目，简化结构，缩短轴向尺寸。
按相邻变速组内公用齿轮的数目，常用的有单公用和双公用齿轮。
采用公用齿轮时，两个变速组的模数必须相同。
因为公用齿轮轮齿受的弯曲应力属于对称循环，弯曲疲劳许用应力比非公用齿轮要低，因此应尽可能选择变速组内较大的齿轮作为公用齿轮。
在图3－11铣床主变速传动系图中采用双公用齿轮传动，图中打端面线的齿轮z＝23和z=35为公用齿轮。
（P79页）
（五）扩大传动系变速范围的方{击
由式（3—14）可知；主变速传动系最后一个扩大组的变速范围为
结构式一般规律：
Z＝P0×P1×P2×…×Pn
通常最后扩大组的变速级数P＝2。
则最后扩大组的变速范围为R 。
在机械传动中，由于极限传动比限制，R≤8＝14l的6次方＝1.26的9次方，即当P＝1.41时，主变速传动系的总变速级数≤12，最大可能达到的变速范围R。
≈45；当P＝1.26时，总变速级数≤18，最大可能达到的变速范围R。
=1.26”≈50。
上述的变速范围常不能满足通用机床的要求，一些通用性较高的车床和镗床的变速范围一般在140～200之间，甚至超过200。
可用下述方法来扩大变速范围：
增加变速组；采用背轮机构；采用双公比传动和分支传动。
1．增加变速组
在原有的变速传动系内再增加一个变速组，是扩大变速范围最简便的方法。
但由于受变速组极限传动比的限制，增加的变速组的级比指数往往不得不小于理论值，并导致部分转速的重复。
例如，公比为p＝1.41，结构式为12＝3
×2
×2
。
的常规变速传动系，其最后扩大组的级比指数为6，变速范围已达到极限值8。
如再增加一个变速组作为最后扩大组，理论上其结构式应为：
24＝3.1×2.3×2.6×2.12最后扩大组的变速范围将等于1.41的12次方=64，大大超出极限值，是无法实现的。
需将新增加的最后扩大组的变速范围限制在极限值内，其级比指数仍取6，使其变速范围R＝8。
这样做的结果是在最后两个变速组2.6×2.6中重复了一个转速，只能得到3级变速，传动系的变速级数只有3×2×（2×2—1）=18级，重复了6级转速，如图3－18中v轴上的黑圈所示，变速范围可达R＝l41“＝344，结构式可写成
18＝3.1×2.3×（2.6×2.6一1）
2．采用背轮机构
背轮机构又称回曲机构，其传动原理见图3－19所示。
主动轴I和被动轴Ⅲ同轴线。
当滑移齿轮Z1处于最右位置时，离合器M接台，齿轮Z1与齿轮Z2脱离啮台，运动由主动轴I传人，直接传到被动轴Ⅲ，传动比为1。
当滑移齿轮Z1处于最左位置时，离舍器M脱开，齿轮Z1与齿轮Z2啮合，运动经背轮Z1／Z2和Z3／Z4降速传至Ⅲ轴。
如降速传动比取极限值＝1／4，经背轮降速可得传动比=l／16。
因此，背轮机构的极限变速范围R=16，达到了扩大变速范围的目的。
这类机构在机床上应用得较多。
设计时应注意当高速直联传动时（图例为离台器M接通），应使背轮脱开，以减少空载功率损失，噪声和发热，以及避免超速现象。
围3－19所示的背轮机构不符合上述要求，当离合器M接台后，轴Ⅱ高速旋转，轴上的大齿轮Z4倒过来传动背轮轴，使其以更高的速度旋转。
3．采用双公比的传动系
在通用机床的使用中，每级转速使用的机会不太相同。
经常使用的转速一般是在转速范围的中段，转速范围的高、低段使用较少。
双公比传动系就是针对这一情况而设计的。
主轴的转速数列有两个公比，转速范围中经常使用的中段采用小公比，不经常使用的高、低段用大公比。
图3－20是具有16速双公比的转速图，转速范围中段的公比＝1.26，高、低段的公比＝1.58。
双公比变速传动系是在常规变速传动系基础上，通过改变基本组的级比指数演变来的。
设常规变速传动系16＝2.2×2.1×2.4×2.8，公比＝1.26，变速范围R＝32，基本组是第二个变速组，其级比指数X0=1；如要演变成双公比变速传动系，基本组的传动副数P0常选为2。
将基本组的级比指数X0＝1增大到l+2n，n是大于l的正整数。
本例中，n=2，基本组的级比指数成为5，结构式变成l6=2.2×2.5×2.4×2.8，就成为图3-20所示的转速图。
从图上可以看到，主轴转速范围的高、低段各出现n=2个转速空挡，各有2级转速的公比等于P=1.58，比原来常规变速传动系增加了4级转速的变速范围，即从原来的变速范围32增加到R＝80。
4．采用分支传动
分支传动是指在串联型式变速传动系的基础上．增加并联分支以扩大变速范围。
如图3－15所示的400mm卧式车床主变速传动系和其转速图。
电动机经I轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴…直到V轴，组成串联型式的变速传动系，公比＝1.26，其结构式为
18=2.l×3.2×（2.6×2.6－1）
理论上，最后扩大组的级比指数应是12，变速范围为16，超过了变速组的极限变速范围8。
最后扩大组的级比指数如取9，正好达到极限变速范围。
为了减小齿轮的尺寸，本例取6，出现6级转速的重复，通过一对斜齿轮26／58，使主轴Ⅵ得到l0~500r／min共18级转速。
在轴Ⅲ和主轴Ⅵ之间增加了一个升速传动副63／50，构成高速分支传动。
主轴得到450～1400r／min共6级高转速。
上述分支传动系的结构式可写为
24＝2.1×3.2×[1+（2.6×2.6－1）]
式中“×”号表示申联，“+”号表示并联，…’号表示转速重复
本例主变速传动系采用分支传动方式，变速范围扩大到R=1400／10=140。
采用分支传动方式除了能较大地扩大变速范围外，还具有缩短高速传动路线，提高传动效率，减少了噪声的优点。
（六）齿轮齿数的确定
当各变速组的传动比确定之后，可确定齿轮齿数，带轮直径。
对于定比传动的齿轮齿数和带轮直径，可依据机械设计手册推荐的计算方法确定。
对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮
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