CA6140机床普通车床主传动系统设计【全套CAD图纸+毕业答辩论文】

买文档就送全套 纸 扣扣交流 414951605 含全套 纸和论文 答辩精品 目录 . 1 床主轴箱课程设计的目的 . 1 计参数 . 3 计要求 . 3 . 4 定极限转速 . 4 主电 机选择 . 4 . 4 主传动方案拟定 . 4 传动结构式、结构网的选择 . 4 速图的拟定 . 5 4. 传动件的估算 . 5 三角带传动的计算 . 5 传动轴的估算 . 7 齿轮齿数的确定和模数的计算 . 9 带轮结构设计 . 13 动轴 间的中心距 . 13 承的选择 . 13 片式摩擦离合器的选择和计算 . 14 5. 动力设计 . 15 动轴的验算 . 15 轮校验 . 20 承的校验 . 21 . 22 结构设计的内容、技术要求和方案 . 22 展开图及其布置 . 22 I 轴（输入轴）的设计 . 23 齿轮块设计 . 23 传动轴的设计 . 24 主轴组件设计 . 25 . 27 课程设计 第 1 页 高理论联系实际和综合设计的能力； 课程设计 第 2 页 课程设计 第 3 页 参数 分组 r/ r/ N 电 （ 级数 400 1000 12 400 1600 40 2 9 320 1400 4 12 计要求 时针为正转； 反转级数为正转的一半，传动功率为正转的 40%； 反转转速值高出同级正转的 10%. 孔直径按要求计算 . d 内 =D 平 70% =1/2(D 前 +D 后 ) 70% 为 H/D= 为 B/D= 课程设计 第 4 页 定极限转速 因为 = 得 取5 m a xm i n 标准转速 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。 已知异步电动机的转速有 3000 /、 1500 /、 1000 / 750 /已知额据车床设计手册附录表 2 选 定功率 满载转速1440 。 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、换向、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。 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。 确定传动组及各传动组中传动副的数目 课程设计 第 5 页 级数为 传动组分别有 Z 、 Z 、个传动副。即 321 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： ，可以有 3种方案： 12=3 2 2； 12=2 3 2； 12=2 2 3 传动式的拟定 12 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。 在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以 2 为宜。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。 综上所述，传动式为 12=2 3 2。 结构式的拟定 对于 12=2 3 2 传动式，有 6 种结构式和对应 的结构网。分别为： 621 23212 613 23212 142 23212 241 23212 316 23212 126 23212 由于本次设计的机床 结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选621 23212 速图的拟定 4. 传动件的估算 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 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 课程设计 第 6 页 式中 查机械设计图 8型带。 (2)确 定带轮的计算直径 D ， D 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 D 不宜过小，即 。查机械设计表 88D =125 由公式1212 )1( 式 中： n n 以 8) 2 57 1 01 4 4 02 D ，由机械设计 A表 850 (3)确定三角带速度 按公式 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 4 0 9 . 9 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn mV s 因为 5m/25 m/以选择合适。 (4)初步初定中心距 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 1 2 0 1 20 . 7 2D D A D D m m 即： 0A7500A=600(5)三角带的计算基准长度L A 202 5 0 1 2 53 . 1 42 6 0 0 1 2 5 2 5 02 4 6 0 01 7 9 5 . 5 由机械设计表 8整到标准的计算长度 1800L m m (6)验算三角带的挠曲次数 1000 1 1 . 0 6 4 0 次符合要求。 (7)确定实际中心距 A 课程设计 第 7 页 00A 26 0 0 1 8 0 0 1 7 9 5 . 5 26 0 2 . 2 5 （ ） (8)验算小带轮包角 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 5 1 6 8 1 2 0 ，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数 Z 根据机械设计式 8 00p p k k 传动比 : 44021 80p= p= 表 8k=表 8-2， 7 . 1 8Z 2 . 1 93 . 1 6 0 . 4 0 . 9 7 0 . 9 5 所以取 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 2022 . 55 0 0 17 . 1 8 2 . 55 0 0 1 0 . 1 8 9 . 9 59 . 9 5 3 0 . 9 72 0 7 . 5 2q vv z (11)计算压轴力 82/16 8s 322/s 2)(0m i i n 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。刚度要求保证轴课程设计 第 8 页 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。 轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速： m 31213m i 各传动轴的计算转速 轴：有 12 级转速，其中 80r/3r/好能传递全部功率： 所以： 80r/理可得： n =250r/ n =630r/ n =630r/n =800r/ 各轴直径的估算 4 A m 其中： 计算转速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。 轴： K=A=120 所以41 7 . 5 0 . 9 6(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 5 . 3800d m m m m ， 取 28轴： K=A=120 42 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 7 . 4630d m m m m , 取 30轴： K=A=110 43 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8(1 1 0 1 . 0 6 ) 3 8 . 5630d m m m m , 取 40轴： K=A=100 课程设计 第 9 页 44 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8(1 0 0 1 . 0 6 ) 2502 7 . 4d m , 取 30轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 齿轮齿数的确定 和模数的计算 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 小齿轮的齿数可以从表 3械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 18 20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 第一组齿轮： 传动比：1 01 1u , 112 械制造装备设计表 3数和 84 Z =42， 2Z =42， 3Z =35， 4Z =49； 第二组齿轮： 传动比：1 01 1u ,2 21u ， 431u 齿数和 90： 5Z=45，6Z=45，7Z=18，8Z=72，9Z=30，10Z=60； 第三组齿轮： 传动比： 21 1u ,2 41u 齿数和 110： 11Z =73， 12Z =37， 13Z =22， 14Z =88， 齿轮模数的计算 (1) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 课程设计 第 10 页 1 7 . 5 0 . 9 6 k w 7 . 2 k w 33 7 . 23 2 3 2 2 . 0 55 4 5 0 0m （机床主轴变速箱设计指导 根据转速图确定） 齿面点蚀的计算：33 7 . 23 7 0 3 7 0 9 0560m 取 A=90，由中心距 122 2 9 0 2 . 0 4 55 4 3 4Z 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 所以取 (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： 2N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k w 6 . 9 1 6 k w 33 6 . 9 1 63 2 3 2 2 . 6 26 3 2 0 0m 齿面点蚀的计算：33 6 . 9 1 63 7 0 3 7 0 1 2 0 . 5200NA m 取 A=121，由中心距 122 2 1 2 1 2 . 7 56 3 2 5Z 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 所以取 3m (3) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k 7 1 k w 33 6 . 7 13 2 3 2 2 . 6 46 5 8 0m 齿面点蚀的计算： 课程设计 第 11 页 33 6 . 7 13 7 0 3 7 0 1 6 1 . 980NA m ， 取 A=162，由中心距 122 2 1 6 2 2 . 8 36 5 2 6Z 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取 3m (4)标准齿轮： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从机械原理 表 10齿顶圆 2+(= *1齿根圆 *1( 2 2 )z h c m 分度圆 齿顶高 =齿根高 +(= *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2 3 126 132 2 42 3 126 132 3 35 3 105 111 4 49 3 147 153 5 45 3 54 60 6 45 3 216 222 7 18 3 135 141 8 72 3 135 141 9 30 3 90 96 10 60 3 180 186 11 73 3 219 225 12 37 3 111 117 13 22 3 66 72 14 88 3 264 270 15 88 3 105 111 16 88 3 69 75 17 88 3 99 105 课程设计 第 12 页 齿轮 齿根圆 0 1 2 3 4 5 6 7 齿宽确定 由公式 6 1 0 ,m m 为 模 数得： 第一套啮合齿轮 6 1 0 2 . 5 1 5 2 5IB m m 第二套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0m m 第三套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0m m 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 所以121 7 , 1 5B m m B m m，3 17B 4 15B 5 6 78 9 1 01 9 , 1 8 , 1 81 8 , 1 9 , 1 8B m m B m m B m mB m m B m m B m m 1 1 1 2 1 3 1 41 9 , 1 8 , 1 8 , 1 9B m m B m m B m m B m m 轮结构设计 课程设计 第 13 页 当 1 6 0 5 0 0am m d m m时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮 14做成腹板式结构。 其余做成实心结构。齿轮 14计算如下： 0 1 0 1 42 7 0 1 2 4 2 2 2d ，4486D d m m，331 . 6 1 . 6 8 6 1 3 8D d m m ， 2 0 30 . 2 5 0 . 3 50 . 3 2 2 2 1 3 825D D 1 0 3 / 2 1 8 0 , 1 2D D D m m C m m 带轮结构设计 查机械设计 ，当 300dd m m 时 , 采 用 腹 板 式。 D 是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211， d=55=100轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100机械设计表 8定参数得： m i 5 , 2 . 0 , 9 . 0 , 1 2 , 8 , 5 . 5 , 3 8d a fb h h e f 1 2 5 1 8 2 7 6 4B z e f m m 分度圆直径： 280dd 11 . 9 1 . 8 1 0 0 1 8 05 / 2 8 1 1 . 4 1 2d D m m m m m 6 4 ,L B m m 动轴间的中心距 102 1 I I 1322 132132 I 68105 承的选择 轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 课程设计 第 14 页 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴： 7208C D=80 B=18 圆锥滚子轴承 片式摩擦离合器的选择和计算 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标 准化，多用于机床主传动。 擦片的径向尺寸 摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取： 62(1 d 为轴的直径，取 d=55，所以 1D 55+5=60性系数 是外片内径 1D 与内片外径 比 取 =内摩擦片外径 6012 扭矩选择摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即： 202 1 0 0 07 . 0 3 1 . 4 1 0 0 0 03 . 1 4 0 . 0 6 7 5 7 5 3 6 . 4 1 . 08 . 8 9 b p 取 Z=9 合器的轴向拉紧力 由 ，得： 查机床零件手册，摩擦片的型号如下： 内片： 表取： D=85d=55程设计 第 15 页 b= =片： 表取： D=87d=56mm b=20=481=42 =外片的最小间隙为： 反转摩擦片数 495507 . 5 0 . 9 61 . 3 9 5 5 0 0 . 9 6 0 . 9 88002 . 8 1 0 M K N 202 1 0 0 02 . 8 1 0 0 0 03 . 1 4 0 . 0 6 7 5 7 5 3 6 . 4 1 . 03 . 5 5 b p 取 Z=4 5. 动力设计 动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算： 2 M （ b为复合应力 （ b为许用应力 （ 实心轴： )(32 33 空心轴： )()(132 3403 课程设计 第 16 页 花键轴： )(32 )(32 324 d 为空心轴直径，花键轴内径 D 为空心轴外径，花键轴外径 b 为花键轴的 键宽 Z 为花键轴的键数 M 为在危险断面的最大弯矩 22 N 为在危险断面的最大扭矩 410955 齿轮的圆周力：齿轮的径向力：P 轴的强度计算 轴： 用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径： d=39=角力： t 径向力： 轴向力： 方向如图所示： 课程设计 第 17 页 由受力平衡： 0拉以 12 =（ = 弯矩平衡得： 1051F + 105+40） 2F （ 300+40+105） =0 所以： 1F =F = 课程设计 第 18 页 受力平衡： 021 21 以 a 点为参考点，由弯矩平衡： 1F 105 （ 105+40） + 2F （ 300 105 40） =0 所以 1F = 3629N 2F =3653N 在 V 面的弯矩图如下： 轴抗震性的验算 （ 1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。 向心推力球轴承： =（ d 圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承： = 前轴承处 d=100， 100d ， R=54002500 所以： r =r =圆外变形： )1(4 对于向心球轴承： D=150， d=100， b=60，取 k=以： 1 5 0601(601 0 0 04 课程设计 第 19 页 对于短圆柱滚子轴承： D=150， d=100， b=37，取 k=R=12500以： 5 5 0371(371 0 5 0 04 所以轴承的径向变形： r = 7 1r = 1r + 1r =撑径向刚度： k= k g 0 5 20 7 0 0 k g （ 2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形 )12)1(2 其中 L=419以： )12)1(2 14191252419125) 7 1 35 91( 1 35 （ 3）主轴本身引起的切削点的变形 2 其中： P=2940N， a=125L=419E=2 107N/D=91= = 914=以： 2 课程设计 第 20 页 37 71023419125294 0（ 4） 主轴部件刚度 336/3 3 6 00 00 0 4 940 （ 5） 验算抗振性 c (2 li m 则： 1(2 1(2 a x 所以主轴抗振性满足要求。 轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相 同模数中承受载荷最大，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 7，齿轮 12这三个齿轮。 （ 1）接触应力公式： 4 12 0 8 8 1 0 v a k k k k m u B n k查 机 械 装 备 设 计 表 10图 10表 10布得1 . 1 5 , 1 . 2 0 ; 1 . 0 5 , 1 . 2 5H B F B v Ak k k k 假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 课程设计 第 21 页 96 0 6 0 5 0 0 1 4 8 0 0 0 1 . 4 4 1 0hN n j L 次查机械装备设计图 10 . 9 , 0 . 9F N H ，所以： 23372 1 1 . 1 5 1 . 0 5 1 . 2 5 0 . 9 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 82 0 8 8 1 0 18 1 . 0 2 4 1 0721 8 4 2 1 5 0 018f M P a （ 2）弯曲应力： 521 9 1 1 0 v a k k k m B Y n 查金属切削手册有 Y=入公式求得：查机械设计图 10轮的材产选 40 碳 ，大齿轮、小齿轮的硬度为 60有 1650f M P a，从图 10 920w M P a 。因为： ,f f w w ，故满足要求 ，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 于该轴的转速是定值 7 1 0 / m 所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 2 4 2 . 5 6 0d m m 轴传递的转矩 5507 . 5 0 . 9 69 5 5 0 5 9 . 3710T 轮受力 32 2 5 9 . 3 14126 0 1 0r TF d N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 10 6 02111 ll 52106014122 轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按 机械设计表 10第 22 页 为 3.1有： p N p N 轴承的寿命 因为 21 ，所以按轴承 1的受力大小计算： 3 0 9)1 3 7 81 7 2 0 0(8506010)(6010 3616 该轴承能满足要求。 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。目的是： 1） 布置传动件及选择结构方案。 2） 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。 3） 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。 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。 总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。 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课程设计 第 23 页 小体 积。 入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。 I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变 换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 间隙，间隙应能调整。 离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。 3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。 I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定 位，轴承需要润滑。 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；