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文档简介

第 1 页 车床主轴箱车床主轴箱 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 第 2 页 目目 录录 一、 概述 . 1 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位 . 1 1.2 机床课程设计的目的 . 1 1.3 车床的规格系列和用处 1 1.4 操作性能要求 1 二、参数的拟定 . 2 2.1 确定转速范围 2 2.2 主电机选择 2 三、传动设计 . 2 3.1 主传动方案拟定 2 3.2 传动结构式、结构网的选择 3 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . 3 3.2.2 传动式的拟定 . 3 3.2.3 结构式的拟定 . 3 3.3 转速图的拟定 . 4 四、 传动件的估算 . 5 4.1 三角带传动的计算 5 4.2 传动轴的估算 6 4.2.1 传动轴直径的估算 . 7 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 7 4.3.1 齿轮齿数的确定 . 7 4.3.2 齿轮模数的计算 . 8 4.3.4 齿宽确定 10 4.4 带轮结构设计 10 五、动力设计 . 11 5.1 主轴刚度验算 . 11 5.1.1 选定前端悬伸量 C . 11 5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定 11 5.1.3 计算 C 点挠度 11 5.2 齿轮校验 13 5.3 轴承的选用及校核 14 5.4 键的选用及校核 16 六、结构设计及说明 . 17 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 17 6.2 展开图及其布置 17 6.3 齿轮块设计 18 6.3.1 其他问题 18 6.4 主轴组件设计 19 七、总结 . 19 八、参考文献 . 20 第 1 页 一、一、 概述概述 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床在国民经济中的地位 金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器,它是制造机器的机 器,又称为“工作母机”或“工具机” 。 在现代机械制造工业中,金属切学机床是加工机器零件的主要设备,它所担负的工作 量,约占机器总制造工作量的 40%60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质 量和劳动生产率。 1.2 机床课程设计的目的机床课程设计的目的 课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节,是大学生 的必修环节,其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传 动和变速的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件 计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基 本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力 1.31.3 车床的规格系列和用处车床的规格系列和用处 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知 识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。 表 1 车床的主参数(规格尺寸)和基本参数 工件最大回 转直径 Dmax (mm) 最低转速 Nmin ( min r ) 电机功率 P(kw) 公比 转速级数 Z 11 400 30 3 1.41 8 1.4 操作性能要求操作性能要求 1)手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 第 2 页 2)主轴的变速由变速手柄完成 二、二、参数的拟定参数的拟定 2.1 确定转速范围确定转速范围 由最低转速和公比,查标准转速数列得:30r/min,42.5r/min,60r/min,85r/min, 118r/min,170r/min,236r/min,335r/min. 2.2 主电机选择主电机选择 合理的确定电机功率,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电 机经常轻载而降低功率因素。 已知电动机的功率是 3KW, 根据 车床设计手册 附录表 2 选 JO2-32-4, 额定功率 3kw, 满载转速 1430 min r ,最大额定转距 2.2 m N 。 三、三、传动设计传动设计 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定 拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的 确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速 类型。 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定传动 方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 传动方案有多种,传动型式更是众多,比如:传动型式上有集中传动,分离传动;扩 大变速范围可用增加传动组数,也可用背轮结构、分支传动等型式;变速箱上既可用多速 电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。此次设计中,我们采用集中传 动型式的主轴变速箱。 第 3 页 3.2 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法,但对于分析 复杂的传动并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有 Z、 Z、个传 动副。即 321 ZZZZ 传动副中由于结构的限制以2或3为合适, 即变速级数Z应为2和3的因子: ba Z , 只有一种方案: 8=222; 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 8 级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,考虑到机床主轴变速箱的具体 结构、装置和性能。 综上所述,传动式为 8=222。 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于 8=222 传动式,有 6 种结构式和对应的结构网。分别为: 421 2228, 412 2228, 241 2228, 142 2228 214 2228 124 2228 初选 421 2228的方案。 第 4 页 3.3 转速图的拟定转速图的拟定 图 1 正转转速图 图 2 主传动系图 第 5 页 四、四、 传动件的估算传动件的估算 4.1 三角带传动的计算三角带传动的计算 三角带传动中,轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑,宜可缓 和冲击及隔离振动,使传动平稳。带轮结构简单,但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的 定比传动。 (1)选择三角带的型号 根据公式: = = 1.3 3 = 3.9 式中 P-电动机额定功率, a K-工作情况系数 查机械设计图 8-11 因此选择 A 型带。 (2)确定带轮的计算直径1, 2 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命,小带轮的直径1不宜过小, 即 mind1 d d d。查机械设计表 8-7,表 8-9 取主动轮基准直径1=100mm, 2= 1= 2.16 100 = 216 所以由机械设计表 8-9 大带轮直径圆整为 224mm。 (3)确定三角带速度 v = 11 60 1000 = 100 1450 60 1000 = 7.59/ (4)初定中心距 带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选取: 根据经验公式0.7(1+ 2) 0 2(1+ 2),取0=600mm. (5)三角带的计算基准长度0 0 20+ 2 ( 1+ 2) + (1+ 2)2 40 1715.34 由机械设计表 8-2,圆整到标准的计算长度 = 1750 (6)验算三角带的挠曲次数 1000 10.3140 s mv u L 次 ,符合要求。 (7)确定实际中心距a 第 6 页 a 0+ 0 2 = 617 (8)验算小带轮包角 1= 180 (1 2) 57.3 = 168.48 120 所以,主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z 根据机械设计 z = = (0+ 0) 传动比 i = 1 2 = 1450 670 = 2.16 查表 8-5,得 0 p= 0.17KW; 查表 8-4,得 0 p= 1.32KW; 查表 8-6,得k=0.97;查表 8-2,得 l k=1.00; z = (0:0) = 1.33 (1.32:0.17)0.971.0 = 2.7 所以取z = 3根。 (10)计算预紧力(初拉力)0 查机械设计表 8-3,得 q=0.105kg/m 0= 500 (2.5 ) + 2= 141 (11)计算压轴力Fp = 20sin 1 2 = 2 3 141 sin 168 2 = 841 4.2 传动轴的估算传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭 载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大变形。因此疲 劳强度一般不失是主要矛盾,除了载荷很大的情况外,可以不必验算轴的强度。刚度要求 保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此,必须保证传动轴有足够的刚度。 第 7 页 4.2.1 传动轴直径的估算传动轴直径的估算 4 j P dKAmm N 其中:P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数 -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积; j n-该传动轴的计算转速。 计算转速 j n是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上, 按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 查机械制造装备设计表 1-25,I,IV 轴是单键轴,取 K=1.05,A=100;II,III 轴 是花键轴,取 K=1.06,A=77。 1 100 1.05 3 0.96 670 4 = 26.9 2 77 1.06 3 0.96 0.99 0.98 335 4 = 24.7 3 77 1.06 3 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 118 4 = 31.8 取 1= 30, 2= 30, 3= 35。 此轴径为平均轴径,设计时可相应调整。 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机 械设计手册推荐的方法确定。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,变速组内每对齿轮的齿数和 z S及小齿轮的齿数可以从附录 1(机械制造装备设计课程 设计指导书)中选取。一般在主传动中,最小齿数应大于 1820。 第 8 页 第一组齿轮: 传动比分别为:1= 1/1.41, 2= 1/2, 查机械制造装备设计课程设计指导书附录 1,齿数和 z S取 75, Z=31, 2 Z=25, 3 Z=44, 4=50; 第二组齿轮: 传动比分别为:1= 1/1.41, 2= 1/2.82, 齿数和 z S取 87, 5=36,6=23,7=51,8=64; 第三组齿轮: 传动比分别为:1= 1, 2= 1/3.98, 齿数和 z S取 100, 9=50,10=20,11=50,12=80; 4.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 (1) 一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强 度公式计算 3 2 2 1 1 16338 d j mjj iN mmm Zin 式中: j m按疲劳接触强度计算的齿轮模数mm d N驱动电机功率KW j n计算齿轮的计算转速rpm i 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比1i 1 Z小齿轮齿数 m 齿宽系数, m B m (B 为齿宽,m 为模数) ,= 610 j 许用接触应力 MPa 传动组 a 模数: 第 9 页 Z1/Z3: 1= 16338 (44 31:1)3 631244 31600 2670 3 = 2.16; Z2/Z4: 2 = 16338 (50 25:1)3 625250 25600 2670 3 = 2.79; 传动组 b 模数: 同理 Z5/Z7:1= 2.88; Z6/Z8:2= 3.6; 传动组 c 模数: 同理 Z9/Z11:1= 3.45; Z10/Z12:2= 5.43; 故选取标准模数= 3,= 3,= 4。 (4)标准齿轮: * 20h1c0.25 度, 从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿顶圆 mhzd a a )2+(= * 1 齿根圆 * 1 (22) fa dzhc m 分度圆 mzd = 齿顶高 mhh a a * = 齿根高 mchh a f )+(= * 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮 齿数 z 模数 m 分度圆 d 齿顶圆 a d 齿根圆 f d 齿顶高 a h 齿根高 f h 1 31 3 93 99 85.5 3 3.75 2 25 3 75 81 67.5 3 3.75 3 44 3 132 138 124.5 3 3.75 4 50 3 150 156 142.5 3 3.75 5 36 3 108 114 100.5 3 3.75 第 10 页 6 23 3 69 75 61.5 3 3.75 7 51 3 153 159 145.5 3 3.75 8 64 3 192 198 184.5 3 3.75 9 50 4 200 208 190 4 5 10 20 4 80 88 70 4 5 11 50 4 200 208 190 4 5 12 80 4 320 328 310 4 5 4.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式B = (= 610,m 为模数)得: 第一套啮合齿轮= (610) 3 = 1830 第二套啮合齿轮= (610) 3 = 1830 第三套啮合齿轮= (610) 4 = 2440 一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮 齿的载荷,设计上,应主动轮比小齿轮齿宽大1=20mm, 所以1=20mm,2=20mm,3=18mm,4=18mm, 5=25mm,6=25mm,7=20mm,8=20mm, 9=30mm,10=30mm,11=28mm,12=28mm, 4.4 带轮结构设计带轮结构设计 查机械设计P160 页,当300 d dmm时,采用腹板式。轴径为 25mm,所以带轮内孔 尺寸 d=25mm。 机械设计表 8-11 确定参数得: = 11.0,= 2.75,= 8.7, = 15 0.3,= 9, = 38 带轮宽度:B = (z 1)e + 2f = (3 1) 15 + 2 9 = 48mm; 分度圆直径:= 224; 第 11 页 1= 2 = 2 25 = 50; = 1 4 = 0.25 48 = 12; L = B = 48mm; 五、五、动力设计动力设计 5.1 主轴刚度验算主轴刚度验算 5.1.1 选定前端悬伸量选定前端悬伸量 C 参考机械装备设计P62,根据主轴端部的结构,前支承轴承配置和密封装置的型 式和尺寸,这里选定 C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距主轴支承跨距 L 的确定的确定 一般最佳跨距0= (23.5) = 240420 , 考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断 降低,应取跨距 L 比最佳支承跨距 0 L大一些,再考虑到结构需要,这里取 L=600mm。 5.1.3 计算计算 C 点挠度点挠度 1)周向切削力 t P的计算 4 2 955 10 d t jj N p D n 其中= 3, = 0.96 0.993 0.984, = (0.50.6)= (0.50.6) 400 = 200240, 取= 240,= 60 , 故= 29551040.863 24060 = 3.42 103,故P = 1.12= 3.83 103, = 0.45= 1.54 103,= 0.35= 1.12 103。 1 1) 驱动力 Q 的计算 参考车床主轴箱指导书 , 第 12 页 Q = 2.12 107 其中N = = 3 0.96 0.993 0.984= 2.58, = 100, = 4, = 30 , 所以Q = 2.12 107 2.58 410030 = 4.558 103. 3 3)轴承刚度的计算 这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承 根据 0.1030.8 22.222 1.5Cd求得: = 22.222 1.50.103 800.8= 7.72 105/; = 22.222 1.50.103 1250.8= 1.10 106 ; 4)确定弹性模量,惯性距 I; c I;和长度, ,a b s。 轴的材产选用 40Cr,查简明机械设计手册 ,有 5 2.1 10EMPa 主轴的惯性距 I 为: I = (外 4 内 4 ) 64 = 1.885 1064 主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算: = (1 4 0.641 4) 64 = 1.75 1064 切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W,对于普通车床,W=0.4H, (H 是车床中心高,设 H=200mm)。 则:1200.4 200200Smm 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要,取 b=60mm 计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度 23 22 3 63 csp cAA LSLCsccLscsc yPmm EIEIC LC L 代入数据并计算得 csp y=0.0667mm。 第 13 页 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时,主轴前端 C 点子的挠度 cmq y 22 2 6 cmq BA bcLbLbLCLbbc yQmm EILC LC L 计算得: cmq y=-0.0093mm 求主轴前端 C 点的终合挠度 c y 水平坐标 Y 轴上的分量代数和为coscoscos, cycsppcmqqcmm yyyy 66 ,270 ,180 pqm 其中,计算得: cy y=0.0040mm. = 0.070。综合挠度 = 2 + 2 =0.07mm 。 综 合 挠 度 方 向 角 = tan;1 = 86.73 , 又 0 . 0 0 0 20 . 0 0 0 26 0 00 . 1 2yLm m。因为 c yy,所以此轴满足要求。 5.2 齿轮校验齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时受载荷最大,齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的 验算。这里要验算的是齿轮 2,齿轮 6,齿轮 10 这三个齿轮。 齿轮 10 的齿数为 20,模数为 4,齿轮的应力: 1)接触应力: 4 1 2088 10 vas f j uk k k k N Q zmuBn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比; k-齿向载荷分布系数; v k-动载荷系数; A k-工况系数; s k-寿命系数 查机械设计得1.15,1.20;1.05,1.25 HBFBvA kkkk 假定齿轮工作寿命是 48000h,故应力循环次数为 N = 60nj= 60 118 1 48000 = 3.40 108次 查机械设计得0.9,0.9 FNHN KK,所以: 第 14 页 = 2088 103 20 4 (80 20 + 1) 1.15 1.05 1.25 0.9 3 0.96 0.983 0.992 80 20 30 118 = 9.32 102 2)弯曲应力: 5 2 191 10 vas w j k k k k N Q zm BYn 查金属切削手册有 Y=0.378,代入公式求得: w Q=339.8Mpa 查 机械设计 表 10-1,齿轮的材产选40Cr 渗碳,大齿轮、小齿轮的硬度为 60HRC, 故有1650 f MPa ,从表 10-1 读出920 w MPa。因为: , ffww ,故满足要求,另外两齿轮计算方法如上,均符合要求。 5.3 轴承的选用及校核轴承的选用及校核 1)各传动轴轴承选取的型号: 主轴: 前支承: NN3018K 圆锥孔双列圆柱滚子轴承: BDd 8012534; 71815C 角接触双向推力轴承: BDd 8012548; 后支撑: N202 圆柱滚子轴承: BDd 508016 轴 前、后支承:7305E 圆锥滚子轴承 GBT297-84 : BDd 256018 轴 前、后支承:7305E 圆锥滚子轴承 GBT297-84 : BDd 256018; 轴 第 15 页 前、后支承:7305E 圆锥滚子轴承 GBT297-84 : BDd 256018; 2)各传动轴轴承的校核: 假定:按两班制工作,工作期限 10 年,每年按 300 天计,T=48000h。 依据机械设计轴承校核公式如下: ;寿命系数, ;轴承的计算转速;速度系数, ;,对滚子轴承寿命指数,对球轴承 ;,一般取滚动轴承的许用寿命 ;额定动载荷;额定寿命; 或 500 min/ 3 100 3103 1500010000 )()(500 h 0 0 h hh nn hHOFHPA HOfHPA n h jh n h L ff rn n ff hhT NChLPKKKKP NCPKKKK f f CT p Cf L 径向、轴向系数;、);轴向负荷();径向负荷( ;),当量动载荷( 齿轮轮换工作系数; 转化变化系数;功率利用系数;使用系数; YXNFNF YFXFPNP K KKK ar HOHPA ar00 f - 轴轴承校核: 已知选用轴承为:7305E 圆锥滚子轴承 GBT297-84 : BDd 256018; 基本额定动载荷 KNCr2 .17 ;由于该轴的转速为定值 710r/min;依据设计要求应对 轴末端轴承进行校核。 最小齿轮直径 mmd75325 ; 轴传递转矩 )(40.6 670 99.096.03 95509550 21 mN n P T m d 齿轮受到的切向力 KN d T Ft1082.67 75 100040.622 齿轮受到的轴向力 NFF t 001082.67tan a 第 16 页 齿轮受到的径向力 KNFF tr 394.0620tan1082.67 cos tan 因此轴承当量动载荷 KNFYFXFP r 394.06 ar0 h4800016300106284114.8 ) 394.068.08.096.01.1 36.010002.17 (500 )(500 ;8.0;8.0;96.0;1.1 ;36.0 6703 100 3 100 3 f 3 h n h HPHOA n Th p Cf L KKKK n f 因此该轴承符合要求,选取合适。同理可校核其他传动轴轴承,经校核各轴轴承选取 均合适。 5.4 键的选用及校核键的选用及校核 1)轴上的键的选用和强度校核: 轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径 d=30mm;齿轮快厚度 L=46mm;传递扭矩 mmNT267840 ;选用 A 型平键,初选键型号为 791096,9001GB , )(90mml 。 查 机械设计 表 7-9 得 MPaMPa p 90 ,100 。 由 机械设计 式 (7-14) 和式 (7-15) 得 MPaMPadhlT Pp 11086.22)090148/(2678404/4 由上式计算可知挤压强度满足。 MPaMPadblT P 11043.11)900148/(2678402/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 2)主轴上的键的选用和强度校核 主轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径 d=80mm;齿轮快厚度 L=128mm;传递扭矩 第 17 页 mmNT357230 ; 选用A型平键, 由于主轴空心所以选择键 791096,1102022GBB , )(110mml 。查机械设计表 7-9 得 MPaMPa p 90 ,100 。由机械设计式 (7-14)和式(7-15)得 MPaMPadhlT PP 11043.13)1102080/(3572304/4 由上式计算可知挤压强度满足。 MPaMPadblT P 11007.5)0110280/(3572302/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 六、六、结构设计及说明结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件 (传动轴、 轴承、 带轮、 齿轮、 离合器和制动器等) 、 主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图 和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制,一般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑 以下几个方面的问题。 精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的 控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反 复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。 6.2 展开图及其布置展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切 面平整展开在同一个平面上。 I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器 第 18 页 做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,负 责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴 线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺 寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和 减小体积。 6.3 齿轮块设计齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说,作 用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等,不可避免要产生动 载荷而引起振动和噪音,常成为变速箱的主要噪声源,并影响主轴回转均匀性。在齿轮 块设计时,应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多,取决于下列有关因素: 1) 是固定齿轮还是滑移齿轮; 2) 移动滑移齿轮的方法; 3) 齿轮精度和加工方法; 变速箱中齿轮用于传

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