玉米脫粒機的設計1

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玉米脫粒機的設計 目錄 引言 1 初步擬定設計過程 2 1 設計方案 2 1.1 總體方案設計 2 1.2 傳動裝置的總體設計 2 2 玉米脫粒機的設計 2 2.1 選擇電動機 2 2.1.1 確定電機轉速 2 2.1.2 確定電機工作效率 3 2.1.3 確定電機的型號 3 3 V帶及帶輪的傳動設計 3 3.1 帶輪材料的選擇 3 3.2 V帶的設計與計算 3 3.3 帶輪的結構設計 4 4 鏈傳動設計與計算 5 4.1 鏈輪材料的選擇 5 4.2 鏈輪的基本傳動方案 5 4.3 對鏈輪的基本要求 5 4.4 滾子鏈傳動的設計 6 4.5 鏈輪3的傳動與設計： 7 4.6 鏈輪4的傳動與設計 8 4.7 鏈輪1的設計 9 4.7.1 鏈輪1的計算 9 4.7.2 滾子鏈鏈輪1齒槽形狀參數(shù) 10 4.7.3 整體式小鏈輪Z1主要結構尺寸 10 4.8 鏈輪2的設計 11 4.8.1 鏈輪2的計算 11 4.8.2 滾子鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù) 12 4.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結構尺寸 12 4.9 鏈輪3的設計 13 4.9.1 鏈輪3的計算 13 4.9.2 滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù) 14 4.9.3 整體式鋼制小鏈輪Z3主要結構尺寸 14 4.10 鏈輪4的設計 15 4.10.1 鏈輪3的計算 15 4.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù) 16 4.10.3 整體式鋼制小鏈輪Z4主要結構尺寸 16 4.11 鏈傳動的失效形式 16 4.11.1 鏈條鉸鏈的磨損 16 4.11.2 鏈的疲勞破壞 17 4.11.3 多次沖擊破斷 17 4.11.4 鏈條的膠合 17 4.11.5 載拉斷 17 5 軸的結構設計 17 5.1 軸材料的選擇 17 5.2 軸結構的基本要求 17 5.3 初步確定軸1的各段直徑和長度 18 5.3.1 估算軸的最小直徑 18 5.3.2 擬定軸上零件的裝配方案 18 5.3.3 軸上零件的軸向定位 18 5.4 初步確定軸2的各段直徑和長度 19 5.4.1 估算軸的最小直徑 19 5.4.2 軸上零件的軸向定位 19 5.4.3 軸的左端對腰輪進行結構設計 19 5.5 軸三的結構設計 19 5.5.1 估算軸的直徑 19 5.5.2 軸上零件的軸向定位 19 5.5.3 對鼓輪軸的結構設計 20 5.6 軸四的結構設計 20 5.6.1 估算軸的最小值徑 20 5.6.2 軸上零件的軸向定位 20 5.7 軸端倒角 21 6 機架材料的選擇 21 7 結束語 21 8 致謝 22 參考文獻： 22 24 玉米脫粒機的設計 摘要：本設計基于各種脫粒機的結構，主要研究玉米脫粒的方式、方法、玉米脫粒機的結構、工作原理，進行整體結構設計，并在此依據(jù)基礎上完成零部件的設計，并依據(jù)相關機械設計軟件來完成零部件的設計。本著從經(jīng)濟性和實用性的角度出發(fā)，針對農業(yè)發(fā)展的需要設計出一種結構簡單，工作效率高的玉米脫粒機。首先應該根據(jù)玉米盤的自身形狀來展開初步設計，從而展開總體方案的傳動設計。 研究的主要內容基本包括玉米脫粒機構、裝置、電機的選擇、鏈輪的結構設計。一般機械設計方法，通常多從總體方案開始，在總體方案中又首先從機構的分析開始，確定方案后再進行必要的設計計算和結構設計，最后以完成的設備圖紙和設計計算書作為整個設計計算的成果。為了減輕農民的勞動強度，提高農業(yè)作業(yè)的機械化程度，填補農業(yè)機械的一項空白，針對玉米盤本身特征進行設計，在脫粒時鼓輪和腰輪同時反向轉動做嚙合狀，對玉米盤進行擠壓，使玉米籽之間的間隙有所增大，又由于鼓輪與腰輪的轉速不同，腰輪是鼓輪的1倍，使得玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互撮動，以達到籽盤分離。該設計巧妙的利用腰輪與鼓輪相互轉動、撮動，使玉米盤在擠壓、撮動力的作用下，瓜籽之間間隙變大的瞬間，進行撮動脫粒，然后凈粒，完成脫粒。 關鍵詞：玉米脫粒機；腰輪；鼓輪傳動裝置；鏈輪；機體構造 引言 脫粒機是用于對小麥、水稻、玉米、高粱、大豆及其它雜糧等作物進行脫粒作業(yè)的重要收獲機械，在我國廣大農村使用十分廣泛。脫粒機在我國生產(chǎn)使用已有數(shù)十年的歷史，將玉米籽（谷物）從作物的穗頭上分離下來所使用的機具，稱為脫粒機具。質量合格的脫粒機，應該是堅固耐用的、故障少、使用保養(yǎng)方便、結構簡單可靠。同時，還應滿足以下的農業(yè)技術要求：玉米籽應當從玉米盤上脫下來，脫粒要干凈。脫下的玉米籽不要破碎、情潔、不混其它玉米盤、雜物等脫粒時應盡量減少玉米盤的損壞，以保證玉米籽的完整。脫粒機在一定程度上應有一定的通用性，盡可能適用于托多種農作物，從而以提高機具的利用率。所設計的脫粒機應有較高的生產(chǎn)率，功率消耗少，即其造價低。脫粒系統(tǒng)是聯(lián)合收割機的核心，它決定著其他各部分的工作性能。研究脫粒空間內谷物的運動規(guī)律是聯(lián)合收割機脫粒機理研究的關鍵內容之一。 脫粒機生產(chǎn)在我國雖已有數(shù)十年歷史，但不少企業(yè)仍延襲十幾年以前的生產(chǎn)方式進行生產(chǎn)和管理，企業(yè)管理水平相對落后。全國２００多家企業(yè)中，至今只有１家企業(yè)進行了質量保證體系認證就足以說明這一問題。此外，產(chǎn)品品種單一，產(chǎn)品更新?lián)Q代適應不了市場的需求，一些產(chǎn)品多年存在的性能問題，如風扇型脫粒機存在的對作物干濕度適應性差的問題一直得不到解決，原因就是多數(shù)企業(yè)經(jīng)濟效益欠佳，拿不出更多的資金和技術力量用于科研和開發(fā)新產(chǎn)品；也有的是由于企業(yè)領導急功近利，對開發(fā)新產(chǎn)品的重要性認識不足。然而產(chǎn)品更新?lián)Q代的越慢，越難占領市場，企業(yè)效益越差，從而使不少企業(yè)的生產(chǎn)陷入了惡性循壞。 目前脫粒機生產(chǎn)企業(yè)產(chǎn)量最大的為３萬多臺，最少的僅幾十臺，不少企業(yè)的生產(chǎn)未能形成適度的規(guī)模。這主要是因為脫粒機是季節(jié)性很強的產(chǎn)品，產(chǎn)品銷售往往僅在１個月或者十幾天的時間，資金周轉時間長，不少企業(yè)明知進行技術改造形成適度規(guī)模生產(chǎn)能降低成本，提高經(jīng)濟效益，但苦于流動資金不足或貸款困難，無力進行適度規(guī)模生產(chǎn)，再加上近幾年脫粒機行業(yè)活動和信息交流不暢，不能根據(jù)市場變化及時調整生產(chǎn)結構、產(chǎn)品品種及生產(chǎn)數(shù)量，從而導致經(jīng)濟效益不理想。 因此我們可以看出脫粒機目前仍有較大的存在空間,對脫粒機的改進設計,使其價格低廉、工作可靠、性能優(yōu)良、盡可能同時完成多項作業(yè)是時代的需要. 初步擬定設計過程 查閱相關資料進行調查研究、進行方案設計（是否合理）、進行整體結構相關零件的設計、進行并不斷優(yōu)化設計、試制完成設計內容。 1 設計方案 1.1 總體方案設計 包括傳動裝置的總體設計，傳動件與支撐零件的設計計算。一般機械設計方法，通常多從總體方案開始，在總體方案中又首先從機構的分析開始，確定方案后再進行必要的設計計算和結構設計，最后以完成的設備圖紙和設計計算書作為整個設計計算的成果。 1.2總體結構設計 確定傳動方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)從而去確定總傳動比和分配各級傳動比，計算各軸功率、轉速轉矩。 圖1 玉米脫粒機簡圖 2 玉米脫粒機的設計 2.1 選擇電動機 2.1.1 確定電機轉速 脫粒機最大功率的確定根據(jù)公式：P=Tn/9550 （KW） 可以算出軸的計算功率Pa。其中 T—為軸的工作轉矩；n—為工作軸的轉速。根據(jù)資料結合實際可以知道腰輪和鼓輪的搓動力的大小F≧500N,大概估計 F=600N，可以確定工作軸的計算轉矩 Ta 。根據(jù)資料估計腰輪的轉速為700 r/min 根據(jù)公式 Ta=FD 其中D 為切削力作用點到軸的距離，Dmax=0.125m。故可以得到最大轉矩Tmax=F Dmax=600×0.125=75（Nm）。 最大計算功率根據(jù)公式：Pamax=Tn/9550=(75×700)/9550=5.4973822≈5.5 （KW）。根據(jù)工作負載的大小和性質、速度以及工作環(huán)境來選擇電動機的類型、結構型式、功率轉速，確定電動機的型號。根據(jù)玉米脫粒機結構特點，傳動裝置的體積、重量?。凰运俣炔灰?。因此確定電動機轉速時要綜合考慮，分析電動機及傳動裝置的性能，尺寸、重量和價格因素。通常選用同步電動機。 2.1.2 確定電機工作效率 電機所需功率按式 ：Pd = Pw/ηa （KW）、 Pw = FV/1000 （KW） 所以 Pd= FV/1000ηa （KW）由電動機至鏈輪的傳動總效率為：按設計要求可以知道從電動機到工作軸的傳動總效率ηa=η1·η2·η3 其中η1—為帶的傳動效率、η2—為軸承的傳動效率、η3—為鏈的傳動效率。 根據(jù)機械設計手冊查出η1=0.96，η2=0.98，η3=0.98。所以可知ηa=η1·η2·η3=0.96×0.98×0.98= 0.85。通常情況下鏈傳動的鏈速V≦12-15m/s 符合鏈傳動的實際工作要求。根據(jù)資料選擇鏈輪的轉速為3 m/s；選用鏈輪2與鏈輪3之間所需的搓動力為420N 、鏈輪傳動的轉速為 200 r /minPd= FV/1000ηa =（420×3）/（1000×0.85）=1.4823529≈1.5 （KW）根據(jù)推薦傳動比的合理范圍，取V帶傳動的傳動比 i1′=2-4；鏈輪傳動的傳動比i2′=3-4；則總傳動比合理范圍為 ia′= 6—16，故電動機轉速的可選范圍為 nd′= ia′·n=（6--16）×200 =1200—3200 r /min符合這一范圍的同步轉速有 1400、1500 r /min，根據(jù)容量和轉速，由機械設計手冊查出適用的電動機型號，因此選定電動機型號為 Y90L-4。 根據(jù)資料和《機械設計手冊-蔡春源》設計電動機的外形及安裝尺寸。 2.1.3 確定電機的型號 初步確定采用Y系列電動機采用Y90L-4型號的電動機。額定功率Ped=1.5KW、同步轉速1500、滿載時(滿載轉速1400、電流3.65A、效率79%、功率因數(shù)ＣｏｓФ＝0.79）堵轉電流/額定電流=6.5A、堵轉轉矩/額定轉矩=2.2、最大轉矩/額定轉矩=2.2、轉動慣量=0.0027Kg.m2、噪聲67 db(A)、電動機重量27kg、總傳動比12。參照表11-3各級傳動的傳動比常用值，可以知道i帶=2-4；i鏈=3-4。 3 V帶及帶輪的傳動設計 3.1 帶輪材料的選擇 帶輪是帶傳動中的重要零件，它必須滿足下列要求：質量分布均勻；安裝時對中性好，轉速高時要經(jīng)過動平衡；鑄造和焊接時的內應力??；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為Ra=3.2）,以減輕帶的磨損；各槽尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。帶輪材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼（或用鋼板沖擊后焊接而成）；小功率時可用鑄鋁或塑料。根據(jù)電動機的已知參數(shù)額定功率Ped=1.5KW、轉速1500、傳動比i0=2、一天運轉時間小余10小時。1.）工作情況系數(shù)Ka由表14-7選取經(jīng)表查出=1.1。 2.）確定計算功率Pca：按所傳遞的功率P、載荷性質和每天運轉時間等因素來確定計算功率。Pca=KAP (KW) 式中; KA——— 工作情況系數(shù) , Pca =KAP==1.65(KW)。 3.2 V帶的設計與計算 表1 V帶的設計與計算 設計計算項目 依據(jù) 結果 說明條件 工作情況系數(shù)KA 機械設計基礎下冊 由表14-7 1.1 確定計算功率Pca Pca=KA .P=1.1×1.5=1.65(KW) 1.65 (KW) 選取V帶型號 機械設計基礎下冊 圖14-12 A型 初選小帶輪直徑D1 機械設計基礎下冊 表14-2 140 mm 可選大值考慮裝置問題 大帶輪直徑D2 D2=i× D1=2×140=280 280 mm 驗算帶的速度V V=ЛD1n1/60×1000 10.26 m/s 在10-20m/s范圍內符合要求 初定中心距ɑ0 0.7(D1+D2)≦ɑ0≦2(D1+D2) 294≦a0≦840 350 mm 一般情況下參考實際機器結構確定 初算V帶所需的基準長度L′d L′d=2ɑ0 +Л(D1+D2)/2+(D1+D2)2/4ɑ0 (1464.4 mm） 1464 mm 選V帶的基準長度Ld 由表14-5 1433 mm 定V帶的公稱（內周）長度Li 由表14-5 1400 mm 定中心距ɑ ɑ=ɑ0+（Ld-L′d）/2 (334.3) 334 包角a 1 ɑ1=180˙-(D2-D1)×60/ɑ (154.9˙) 155˙ ≧120˙符合設計要求。 包角系數(shù)Ka 由表14-8 0.92 長度系數(shù)KL 由表14-9 0.96 材質系數(shù)K 0.75 目前V帶強力層使用材料主要是棉和人造絲 單根V帶所傳遞的功率P0 由V=10.26 m/s，D1=140mm查表14-6 2.04 單根V帶功率增量ΔP0 ΔP0=0.0001ΔT·n1 0.154 單根V帶傳遞扭矩的修正值ΔT 由表14-10 1.1 V帶根數(shù)Z Z= Pca/（P0KaKL +ΔP0) ·K 1.124901 取2根 實際帶的根數(shù)Z≦5符合 每米V帶質量q 由表14-3 0.1Kg/m 單根V帶的初拉力F0 F0=500·Pca(2.5/Ka-1)/ VZ + qV2 79.57N 80 N 軸上的壓力Q Q=2·Z·F0·sin a/2 310.735N 311 N 計算結果匯總：V帶規(guī)格：A型、V帶的公稱長度 1400 mm V帶根數(shù)：Z=2 大小帶輪直徑：280mm、140mm； 中心距：334mm 軸上壓力：310.735 N 3.3 帶輪的結構設計 主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結構型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸（表 14-12）；帶輪的其它結構尺寸可參照圖14-15所列經(jīng)驗公式計算。確定帶輪各部分尺寸后，既可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。V帶兩側面夾角為40°，而輪槽楔角ψ0卻是34°、36°、或38°，其原因是V帶在輪上彎曲時，其截面形狀發(fā)生變化，外邊（寬邊）受拉而變窄，內邊（窄邊）受壓而變寬，因而使V帶的楔角變小。根據(jù)（表 14-12）確定輪槽尺寸：A型號 表2 帶輪的結構 槽型剖面尺寸 m f t S bp δ B φ 38° 數(shù)值 12.5 3.5 16 10 11 6 B=(z-1)t+2s Z為帶的根數(shù) D 125-800 b＇ 13.4 帶輪1：d1=(1.8-2) d ,d 為軸的直徑： D1 =140 mm 基準直徑D=200；帶寬選擇13.4； B=(z-1) t+2s=（2-1）×16+2×10=36 ，L=(1.5-2)d,當 B<1.5d 時，L=B 因為B<1.5d=1.5×30=45、所以 L=B=36 ，帶輪2：d1=(1.8-2) d=63-70，，C’=(1/7-1/4)B=5.14—9； 圖2：小帶輪 4 鏈傳動設計與計算: 4.1 鏈輪材料的選擇 在設計傳動鏈時鏈節(jié)數(shù)以取偶數(shù)為宜，這樣可以避免使用過渡鏈節(jié)，因為過渡鏈節(jié)會使鏈的承載能力下降。因為套筒滾子鏈已經(jīng)標準化（GB1243·1-83），表15-1列出了單列套筒滾子鏈的主要尺寸和極限拉伸載荷。選擇時可參考《機械設計基礎下冊-劉長榮р34》。鏈輪的材料應滿足強度和耐磨性的要求。常有用中碳鋼和中碳合金鋼，熱處理后齒面硬度為HRC40-50,或低碳鋼，低碳合金鋼滲碳并熱處理后齒面硬度HRC50-60等。對于齒數(shù)較多的從動鏈輪，在載荷平穩(wěn)、速度較低時，也可以用強度較高的鑄鐵鏈輪制造。小帶輪轉速1500r/min、小帶輪直徑140mm;大帶輪直徑為280mm、大帶輪轉速為750r/min。 4.2 鏈輪的基本傳動方案 將鏈輪1與大帶輪2一起并列安裝在一起安裝在軸承座上、再由鏈輪1傳給安裝有腰輪的鏈輪2、由鏈輪2傳給帶有鼓輪的鏈輪3、此時鏈輪2與鏈輪3同時反向轉動。從而在脫粒時腰輪與鼓輪反向轉動作嚙合狀，對玉米盤進行擠壓，使玉米籽之間的間隙有所增大，又由于鼓輪與腰輪的轉速不同。腰輪的轉速比鼓輪的轉速大，使玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互搓動，以達到籽盤分離。該設計巧妙的利用腰輪和鼓輪相互轉動、利用腰輪和鼓輪輪廓形狀迫使玉米盤沿其自身形狀產(chǎn)生變形，瓜籽之間的間隙變大的瞬間，進行搓動、使玉米盤在擠壓、搓動力的作用下，瓜籽之間的間隙變大的瞬間，進行搓動脫粒，然后凈粒，完成整個設計要求任務。 4.3 對鏈輪的基本要求 滾子能順利地進入嚙合退出嚙合，不易發(fā)生脫鏈，能夠容許節(jié)距有較大的伸長率等。一般鏈傳動的功率P≦100KW,傳動比i≦6,鏈速V≦12-15m/s,效率η=0.92-0.98。設計鏈傳動為多極鏈傳動，參考設計手冊聯(lián)系實際工作原理、對鏈輪傳動做出分析。 4.4 滾子鏈傳動的設計 表3 滾子鏈傳動的設計 小鏈輪齒數(shù) Z1 假定鏈傳動鏈速 0.6-3 m/s 選取Z1≧Zmin=9；選取Z1=17 Z1≧9 鏈輪齒數(shù)應優(yōu)先選取下列數(shù)列：17，19，21，23，25，38，57： 傳動比選取1.1 大鏈輪齒數(shù) Z2 計算得Z2=18.7 優(yōu)先選取Z2=19 鏈輪齒數(shù)應優(yōu)先選取下列數(shù)列：17，19，21，23，25，38，57： 推薦Z2一般超過114 設計功率 Pd KW Pd= KA ·P =1×1.5=1.5 KW P----傳遞功率KW KA----工作情況系數(shù)查表8-2-7、8-2-8、8-2-9（р965）查得平穩(wěn)運轉KA =1 特定條件下單排鏈條傳遞功率 P0 KW P0=Pd/ Kz·KL ·Kp=1.5/（0.846×1.02×1）= 1.74 Kz （Kz′）-----小鏈輪齒數(shù)系數(shù)查表15-3；查得Kz=0.846 KL 鏈長系數(shù) 由圖15-13查得KL =1.02：（P44） Kp選單列鏈，鏈排數(shù)系數(shù)由表15-4查得Kp=1 鏈條節(jié)距選擇 P mm 根據(jù)P0和n1查圖8-2-2（A系列）或圖8-2-3（B系列）選用合適的節(jié)距P 由表8-2-2查得選用08A鏈號 鏈節(jié)距12.7（手冊P961） 為了保證傳動平穩(wěn)、結構簡單緊湊，特別是在高速下，以選用節(jié)距較小的鏈條，高速、功率大時，可選用節(jié)距小的多排鏈 初定中心距 ɑ0 mm 一般取ɑ0=（30-50）P， 初取ɑ0=40· P=40×12.7=508 mm 或取ɑ0=35· P=444.5 對于中心距不可調整的鏈傳動，ɑ0max≈30·P=30×12.7=381 mm （鏈節(jié)數(shù)）確定鏈條長度，常用鏈節(jié)數(shù)LP表示 LP 節(jié) LP=2ɑ0/ P+（Z1+ Z2）/2+（P/ɑ0）·[(Z2- Z1)/2Л]2 =98 節(jié) LP=98節(jié) LP應圓整為整數(shù)，并宜取偶數(shù)，以避免使用過渡鏈節(jié)（有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條，其極限拉伸載荷為正常值的80%） 確定鏈條長度 L m L= LP·P/1000 =(98×12.7)/1000=1.2446 計算中心距 ɑC mm 當Z1≠Z2 時 ɑC = P·（2 LP- Z1- Z2）·Ka =12.7×（2×98-17-19）×0.25= 508 當Z1=Z2=Z 時 ɑC = P(LP-Z)/2 LP---取圓整成整數(shù)后的鏈節(jié)數(shù)； Ka---系數(shù)查表 8-2-12；由表查得Ka= 0.25 （P966） 對于中心距不可調整和沒有張緊裝置時，ɑC值計算精確到小數(shù)點后2位 實際中心距 ɑ mm ɑ=ɑC -Δɑ =508-0.003×508=506.476 通常：Δɑ=（0.002-0.004）ɑC 為了保證鏈條松邊有一個合理的安裝垂度f即：f =(0.01-0.02)ɑ； 對于中心距不可調整和沒有張緊裝置的鏈傳動，Δɑ取較小值，中心距可調整時，Δɑ取較大值。 驗算鏈速 v m/s V =( Z1·n1·P)/(60·1000)=(17×750×12.7)/(60×1000)= 2.69875≈3 m/s V ≦0.6 m/s 為低速傳動 V 〉0.6-8 m/s 為中速傳動 V 〉8 m/s 為高速傳動 顯然此例為中速傳動。通常情況下鏈傳動的鏈速V≦12-15m/s 符合鏈傳動的實際工作要求。 驗算小鏈輪輪轂孔徑（即軸孔直徑） dk mm dk≦dkmax dk -----由支承軸的設計確定； dkmax-----鏈輪輪轂孔的最大許用直徑查表8-2-13； 當不能滿足要求時，可增大Z1 或 P,重新驗算。 有效圓周力 F N F=1000·P/ v =（1000×1.5）/3=500N 或F=1000·P/ v=（1000×1.5）/2.69875 = 555.8129 作用在軸上的力 FQ (Q) N 對水平傳動和傾斜傳動FQ≈（1.15-1.2）·KA·F 因載荷平穩(wěn)FQ≈1.2×1×500=600 N 對接近垂直的傳動：FQ=1.05· KA·F 潤滑方式 根據(jù)節(jié)距P與鏈速V見圖8-2-4（設計手冊-蔡春源）械設計基礎-劉長榮》 由圖15-12 查出選取潤滑方式為滴油潤滑 圖3：鏈輪1 4.5 鏈輪3的傳動與設計 計算并設計第三個帶有鼓輪的鏈輪3 在設計時使鏈輪2的速度高于鏈輪3的速度，以使鏈輪2與鏈輪3 轉速不同相互反向轉動 從而產(chǎn)生搓動力，按照鏈傳動的二級傳動設計與計算： 表4 鏈輪3的傳動與設計 計算與設計項目 符號 單位 計算公式及參考選定 說明 鏈輪2的齒數(shù) Z2 由上步已知得出 Z2=19 鏈輪3的齒數(shù) Z3 假定鏈輪2的速度 是鏈輪3的一倍 初步確定其傳動比為i=2 Z3=38 在設計時使鏈輪2的速度高于鏈輪3的速度 設計功率 Pd KW Pd= KA ·P =1×1.5=1.5 KW P----傳遞功率KW KA----工作情況系數(shù)查表8-2-7、8-2-8、8-2-9（р965）查得平穩(wěn)運轉KA =1 鏈條節(jié)距選擇 P mm 同上一步選用08A鏈號 鏈節(jié)距12.7（手冊P961） 為了保證傳動平穩(wěn)、結構簡單緊湊，特別是在高速下，以選用節(jié)距較小的鏈條。高速、功率大時，可選用節(jié)距小的多排鏈 初定中心距 ɑ0min mm ɑ0min=0.2·Z2·(i+1) ·P=0.2×19×3×12.7=144.78≈145 在實際設計中鏈輪3的包角大于120???，且大小鏈輪傳動是不會相碰 （鏈節(jié)數(shù)）確定鏈條長度常用鏈節(jié)數(shù)LP表示 LP 節(jié) LP=2ɑ0min / P+（Z1+ Z2）/2+（P/ɑ0min）·[(Z2- Z1)/2Л]2 =52.13637 節(jié)，LP=52節(jié) LP應圓整為整數(shù)，并宜取偶數(shù)，以避免使用過渡鏈節(jié)（有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條，其極限拉伸載荷為正常值的80%） 特定條件下單排鏈條傳遞功率 P0 KW P0=Pd/ Kz·KL ·Kp=1.5/（1×0.83×1）= 0.83 Kz （Kz′）-----小鏈輪齒數(shù)系數(shù)(Z2)查表15-3；查得Kz=1 KL 鏈長系數(shù) 由圖15-13查得KL =0.83：（P44）Kp選單列鏈，鏈排數(shù)系數(shù)由表15-4查得Kp=1 確定鏈條長度 L m L= LP·P/1000 =(52×12.7)/1000= 0.6604 驗算鏈速 v m/s V =( Z2·n2·P)/(60·1000)=(19×681.8182×12.7)/(60×1000)= 2.69875≈3 m/s V ≦0.6 m/s 為低速傳動 V 〉0.6-8 m/s 為中速傳動 V 〉8 m/s 為高速傳動 顯然此例為中速傳動通常情況下鏈傳動的鏈速V≦12-15m/s 符合鏈傳動的實際工作要求。 驗算小鏈輪輪轂孔徑（即軸孔直徑） dk mm dk≦dkmax dk -----由支承軸的設計確定； dkmax-----鏈輪輪轂孔的最大許用直徑查表8-2-13；當不能滿足要求時，可增大Z1 或 P,重新驗算。 有效圓周力 F N F=1000·P/ v =（1000×1.5）/2.74=547N 有效圓周力 作用在軸上的力 FQ (Q) N 對水平傳動和傾斜傳動FQ≈（1.15-1.2）·KA·F因載荷平穩(wěn)FQ≈1.2×1×547=656 N對接近垂直的傳動：FQ=1.05· KA·F 作用在軸上的力 潤滑方式 根據(jù)節(jié)距P與鏈速V《機械設計基礎-劉長榮》 查出選取潤滑方式為滴油潤滑 4.6 鏈輪4的傳動與設計 鏈輪4 的選用與計算：鏈輪1（順時針轉動）→ 鏈輪2（順時針轉動）→ 鏈輪3（逆時針轉動）→ 鏈輪4 （順時針轉動）→ 鏈輪1（順時針轉動），為了使設計結構合理性使鏈輪3反向轉動，需要在鏈輪3的下方安裝一個鏈輪4 。這樣傳遞運動，由鏈輪4傳遞給鏈輪1 ，從而構成一個封閉的鏈傳動。結合實際工作要求，此時要求鏈輪3與鏈輪4的中心距不宜過大。選取小鏈輪齒數(shù)Z4≧Zmin=9；假定鏈傳動鏈速0.6-3 m/s，選取小鏈輪齒數(shù)Z4=17，Z3=38;i= Z3/ Z4=38/17=2.2。通常i≦7，推薦選用i=2-3.5。初定中心距ɑ0min=0.2·Z4·(i+1) ·P=0.2×17×3.2×12.7=144.78≈138.18 確定鏈條長度---常用鏈節(jié)數(shù)LP表示：LP=2ɑ0min / P+（Z1+ Z2）/2+（P/ɑ0min）·[(Z2- Z1)/2Л]2 =50 （LP應圓整為整數(shù)，并宜取偶數(shù)，以避免使用過渡鏈節(jié)（有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條，其極限拉伸載荷為正常值的80%）。確定鏈條長度：L= LP·P/1000 =(50×12.7)/1000=0.64 ，n3=340.91 r/min n4=2.2×340.91=750.002≈750 r/min 此結果與鏈輪1的轉速相同，所以構成一個封閉的鏈傳動，符合設計要求。驗算鏈速：V =( Z4·n4·P)/(60·1000)=(17×750×12.7)/(60×1000)= 2.699≈3 m/s 有效圓周力：F=1000·P/ v =（1000×1.5）/3=500 N。作用在軸上的力：對水平傳動和傾斜傳動FQ≈（1.15-1.2）·KA·F; 因載荷平穩(wěn)FQ≈1.2×1×500=600 N。 滾 子 圖4 鏈鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 圖5 鏈輪1 4.7 鏈輪1的設計 4.7.1鏈輪1的計算 見表5 表5 鏈輪1的計算 名稱 符號 計算公式 說明條件 鏈輪齒數(shù) Z1 Z1=17 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距 P 節(jié)距：P=12.7 滾子外徑：d1=7.95 A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180??/Z1)]=12.7/[sin(180?? /17)]= 69.12≈70 齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P- d1 =69.12+1.25×12.7- 7.95= 77.05≈77 damin=d+(1-1.6/z)P-d1=69.12+(1-1.6/17) ×12.7-7.95 =72.67≈73 可在damax和damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切 齒根圓直徑 df df =d- d1=70-7.95=62.05≈62 分度圓弦齒高 ha hamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1=4.56 hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375 Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax相應于damax; hamin相應于damin 齒側凸緣（或排間槽）直徑 dg dg < P·cot(180??/z)-1.04·h2-0.76 =54.6322≈55 h2-----內鏈板高度 h2=12.07 A 系列查表 8-2-2 注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。 4.7.2 滾子鏈鏈輪1 表6 齒槽形狀參數(shù) 名稱 符號 單位 計算公式 最大齒槽形狀 最小齒槽形狀 齒面圓弧半徑 re mm remin=0.008d1(Z12+180)=0.008×7.95×(172+180) =29.8284≈30 remax=0.12 d1(z+2)=0.12×7.95×19=18.126 齒溝圓弧半徑 ri mm rimax=0.505d1+0.069˙ =0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2 rimin=0.505·d1=4.01475=4 齒溝角 ɑ ˙ ɑmin=120??-90??/Z1=120??-90??/17 =114.7059??=115?? ɑmax=140??-90??/z=134.7059=135 4.7.3整體式小鏈輪Z1主要結構尺寸 表7 小鏈輪結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸及（參考） 輪轂厚度 h h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×70≈9 常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查表8-2-13；由節(jié)距P查出（當Z1=17、dk≦dkmax =34，dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定，dk取35；） （P 966）.（當Z2=19、dk≦dkmax =41） d <50 50-100 100-150 >150 K 3.2 4.8 6.4 9.5 輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30;lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23 輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=48 dhmax< dg , dg 見表8-2-19 齒寬 bf 齒寬 計算公式 單排 p≦12.7 p>12.7 0.93 b1 0.95 b1 當p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用p≦12.7時的齒寬 b1----內鏈節(jié)內寬見表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85 齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p=0.15×12.7=1.905≈2 倒角半徑rx rx rx≧P rx≧P=12.7 齒側凸緣（圓角半徑） R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5 腹板厚度 t 由表8-2-24查得當P=12.7時，t=9.5 （P973） 圖6 鏈輪2 4.8 鏈輪2的設計 4.8.1 鏈輪2的計算 表8 鏈輪2的計算 名稱 符號 計算公式 說明條件 鏈輪齒數(shù) Z2 Z2=19 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距 P 節(jié)距：P=12.7 滾子外徑：d1=7.95 A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180??/Z2)]=12.7/[sin(180??/19)]= 77.15928≈77 齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P-d1=77+1.25×12.7- 7.95= 84.925≈85 damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=77+(1-1.6/19) ×12.7-7.95 =80.680526≈81 可在damax和damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切 齒根圓直徑 df df =d- d1=77-7.95=69.05≈69 分度圓弦齒高 ha hamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.5 hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375 Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax相應于damax; hamin相應于damin 齒側凸緣（或排間槽）直徑 dg dg < P·cot(180??/ Z2)-1.04·h2-0.76 =62.826289=63 h2-----內鏈板高度 h2=12.07 A 系列查表 8-2-2 注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。 4.8.2 滾子鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù) 表9 鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù) 名稱 符號 單位 計算公式 最大齒槽形狀 最小齒槽形狀 齒面圓弧半徑 re mm remin=0.008d1(Z22+180)=0.008×7.95×(192+180) =34.4076≈34 remax=0.12 d1(Z2+2)=0.12×7.95×21= 20.034 齒溝圓弧半徑 ri mm rimax=0.505d1+0.069 ˙=0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2 rimin=0.505·d1=4.01475=4 齒溝角 ɑ ˙ ɑmin=120??-90??/Z2=120??-90??/19 =115.26316??=115?? ɑmax=140??-90??/Z2=135.26316=135.3 4.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結構尺寸 表10 小鏈輪Z2結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸及（參考） 輪轂厚度 h h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×77=9.08≈9 常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查表8-2-13；由節(jié)距P查出（當Z1=17、dk≦dkmax =34，dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定，dk取35；） （P 966） （當Z2=19、dk≦dkmax =41） d <50 50-100 100-150 >150 K 3.2 4.8 6.4 9.5 輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30 lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23 輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=53 dhmax< dg , dg 見表8-2-19 齒寬 bf 見表8-2-22 （P972） 齒寬 計算公式 單排 p≦12.7 p>12.7 0.93 b1 0.95 b1 當p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用p≦12.7時的齒寬 b1----內鏈節(jié)內寬見表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85 齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2 倒角半徑rx rx rx≧P rx≧P=12.7 齒側凸緣（圓角半徑） R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5 腹板厚度 t 由表8-2-24查得當P=12.7時，t=9.5 （P973） 圖7 鏈輪3 4.9 鏈輪3的設計 4.9.1鏈輪3的計算 表11 鏈輪3的計算 名稱 符號 計算公式 說明條件 鏈輪齒數(shù) Z3 Z3=38 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距 P 節(jié)距：P=12.7 滾子外徑：d1=7.95 A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180??/Z3)]=12.7/[sin(180?? /38)]= 153.79148≈154 齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P- d1 =154+1.25×12.7- 7.95= 161.925≈162 damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=154+(1-1.6/38) ×12.7-7.95 =158.21526≈158 可在damax和damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切 齒根圓直徑 df df =d- d1=154-7.95=146.05≈146 分度圓弦齒高 ha hamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.2 hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375 Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax相應于damax; hamin相應于damin 齒側凸緣（或排間槽）直徑 dg dg < P·cot(180??/ Z3)-1.04·h2-0.76 =62.826289=140.0651≈140 h2-----內鏈板高度 h2=12.07 A 系列查表 8-2-2 注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。 4.9.2滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù) 表12 鏈輪3齒槽形狀參數(shù) 名稱 符號 單位 計算公式 最大齒槽形狀 最小齒槽形狀 齒面圓弧半徑 re mm remin=0.008d1(Z32+180)=0.008×7.95×(382+180) =103.2864≈103 remax=0.12 d1(Z3+2)=0.12×7.95×40= 38.16=38 齒溝圓弧半徑 ri mm rimax=0.505d1+0.069 ˙=0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2 rimin=0.505·d1=4.01475=4 齒溝角 ɑ （˙） ɑmin=120??-90??/Z3=120??-90??/38 =117.63158??=118?? ɑmax=140??-90??//Z3=134.7059=137.63158=138 4.9.3整體式鋼制小鏈輪Z3主要結構尺寸 表13 小鏈輪Z3主要結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸及（參考） 輪轂厚度 h h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×70≈9 常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查表8-2-13；由節(jié)距P查出（當Z1=17、dk≦dkmax =34，dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定，dk取35；） （P 966），（當Z2=19、dk≦dkmax =41） d <50 50-100 100-150 >150 K 3.2 4.8 6.4 9.5 輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30 lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23 輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=53 dhmax< dg , dg 見表8-2-19 齒寬 bf 見表8-2-22 （P972） 齒寬 計算公式 單排 p≦12.7 p>12.7 0.93 b1 0.95 b1 當p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用p≦12.7時的齒寬 b1----內鏈節(jié)內寬見表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85 齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2 倒角半徑rx rx rx≧P rx≧P=12.7 圓角半徑 R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5 腹板厚度 t 由表8-2-24查得當P=12.7時，t=9.5 （P973） 圖8 鏈輪4 4.10 鏈輪4的設計 4.10.1 鏈輪4的計算 表14 鏈輪4的計算 名稱 符號 計算公式 說明條件 鏈輪齒數(shù) Z4 Z4=17 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距 P 節(jié)距：P=12.7 滾子外徑：d1=7.95 A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180??/Z4)]=12.7/[sin(180?? /17)]= 69.12≈70 齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P- d1 =69.12+1.25×12.7- 7.95= 77.05≈77 damin=d+(1-1.6/Z4)P-d1=69.12+(1-1.6/17) ×12.7-7.95 =72.67≈73 可在damax和damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切 齒根圓直徑 df df =d- d1=70-7.95=62.05≈62 分度圓弦齒高 ha hamax=(0.625+0.8/Z4)P-0.5d1=4.56 hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375 Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax相應于damax; hamin相應于damin 齒側凸緣（或排間槽）直徑 dg dg < P·cot(180??/ Z4)-1.04·h2-0.76 =54.6322≈55 h2-----內鏈板高度 h2=12.07 A 系列查表 8-2-2 注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。 4.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù) 表15 鏈輪4齒槽形狀參數(shù) 名稱 符號 單位 計算公式 最大齒槽形狀 最小齒槽形狀 齒面圓弧半徑 re mm remin=0.008d1(Z42+180)=0.008×7.95×(172+180) =29.8284≈30 remax=0.12 d1(Z4+2)=0.12×7.95×19=18.126 齒溝圓弧半徑 ri mm rimax=0.505d1+0.069 ˙=0.505×7.95+0.069×1.996=4.152474≈4.2 rimin=0.505·d1=4.01475=4 齒溝角 ɑ ˙ ɑmin=120??-90??/Z4=120??-90??/17 =114.7059??=115?? ɑmax=140??-90??/Z4=134.7059=135 4.10.3整體式鋼制小鏈輪Z4主要結構尺寸 表16 小鏈輪Z4結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸及（參考） 輪轂厚度 h h =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01×70≈9 常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查表8-2-13；由節(jié)距P查出（當Z1=17、dk≦dkmax =34，dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定，dk取35；） （P 966）（當Z2=19、dk≦dkmax =41） d <50 50-100 100-150 >150 K 3.2 4.8 6.4 9.5 輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30 lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23 輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=30+2×9=48 dhmax< dg , dg 見表8-2-19 齒寬 bf 見表8-2-22 （P972） 齒寬 計算公式 單排 p≦12.7 p>12.7 0.93 b1 0.95 b1 當p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用p≦12.7時的齒寬 b1----內鏈節(jié)內寬見表8-2-2 ——表8-2-4 查得 b1=7.85 齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3 倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2 倒角半徑rx rx rx≧P rx≧P=12.7 圓角半徑 R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5 腹板厚度 t 由表8-2-24查得當P=12.7時，t=9.5 （P973） 4.11 鏈傳動的失效形式 4.11.1 鏈條鉸鏈的磨損 鏈輪與鏈條進入嚙合和脫離嚙合過程中，由于鉸鏈的銷軸與套筒間承受較大的壓力和有相對轉動，因而導致承壓面發(fā)生磨損，使鏈的實際節(jié)距變長，嚙合點沿齒高外移，最終產(chǎn)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象 。它是開式齒輪傳動的主要形式。 4.11.2 鏈的疲勞破壞 鏈在傳動過程中，緊邊和松邊的拉力是不相等的，再加上傳動中的動載荷，使得它的各元件都是在變應力的作用下工作，在中、低速時，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)后，鏈板首先產(chǎn)生疲勞破壞；高速時由于滾子進入嚙合時的沖擊載荷劇增，套筒或滾子先于鏈板產(chǎn)生沖擊疲勞破壞。 4.11.3 多次沖擊破斷 鏈條在反復啟動、反轉、制動時所產(chǎn)生的巨大慣性沖擊作用下，銷軸、套筒、滾子等元件不到疲勞時就產(chǎn)生破斷。它的載荷較疲勞破壞允許的載荷要大，但較一次沖擊破斷載荷要小。它的應力總循環(huán)次數(shù)一般在104以內。 4.11.4 鏈條的膠合 高速和潤滑不良的傳動，銷軸、套筒的工作面會因溫度過高而發(fā)生膠合。 4.11.5 過載拉斷 鏈條所受載荷超過了鏈條靜強度而被拉斷。 5 軸的結構設計 5.1 軸材料的選擇 軸的材料主要采用碳鋼和合金鋼，也可采用球墨鑄鐵。碳鋼有足夠的強度，對應力集中不太敏感，便于進行機械加工和熱處理，價格低廉，應用廣泛。一般機器的軸，可用30、40、50等牌號的優(yōu)質中碳鋼，其中最常用的為45號鋼。為了改善機械性能，應進行正火或調制處理。對于輕載或不重要的軸，一般不需要進行熱處理，可采用A3、A4、A5等普通碳素鋼。合金鋼的機械性能（強度、耐磨性、硬度）更高，多用于制造高速重載及受力大而又要求尺寸小、重量輕的軸。對于在高溫、低溫、或由腐蝕介質條件下工作的軸，則更宜用合金鋼來制造。軸的材料應根據(jù)軸的工作狀況、重要性和結構復雜程度、生產(chǎn)批量、材料供應情況、加工可能性以及經(jīng)濟性等因素，綜合考慮、合理選取。 5.2 軸結構的基本要求 設計軸的基本要求是保證軸具有：1.足夠的強度和剛度。即所要求設計的軸具有足夠的承載能力，以保證軸在預期壽命內能正常的工作。2.合理的結構。即要求所設計的軸便于加工，疲勞強度高，軸上的零件便于拆裝，并且相對于軸有可靠的固定方式。 軸的結構設計應滿足的要求：1）軸及軸上的零件要有確定的工作位置；2）軸上零件應便于拆裝和調整；3）軸具有良好的制造及裝配工藝性；4）有利于提高軸的強度、剛度，有利于節(jié)約材料和減輕重量。 根據(jù)脫粒機的工作要求和機構特性查表確定軸的材料及其機械性能： 表17 軸的材料及其機械性能 材料牌號 熱處理 毛坯直徑(mm) 硬度（HBS） 拉伸強度極限δB 拉伸屈服極限δs 彎曲疲勞極限δ-1 剪切疲勞極限ζ-1 備注 45號鋼 調制 ≦200 217-255 （MPa） 應用最為廣泛 650 360 300 155 5.3 初步確定軸1的各段直徑和長度