棘轮型手动压机设计
NP型内齿棘轮扳手的设计计算
太大 ,但当 z 值过小时 , 会导致棘爪不能换向 , 为便于拉刀的分
度 ,以提高棘轮的分度精度 ,一般常选择能够除尽 360°的整数 ,
如 20 ,24 ,25 ,30 ,32 ,36 ,40 ,45 ,48 ,50 ,60 ,72 等 。
(2) 棘爪齿数的选择 。
棘爪的齿数 z G越多 ,扳手的承载能力越大 。或者说 ,扳手的
棘轮扳手是工具行业的重要产品之一 ,但目前在国内外并 没有可查取的计算方法 ,各生产厂家都是用实验法或模拟法进 行设计 ,工作效率低而不经济 。
内齿棘轮扳手的结构有许多种 ,主要是因棘爪的形状不同 而异 。最常见的有 : (1) 多齿棘爪 ,棘爪与榫头之间的承载面为 一小圆柱面 。此类扳手代称 N Y 型扳手 ,其棘爪称 N Y 型棘爪 ; (2) 多齿棘爪 ,棘爪与榫头之间的承载为一平面 。此类扳手称 “N P”型扳手 ,其棘爪代称 N P 型棘爪 。以下介绍 N P 型扳手设 计计算的基本思路 。
l。
5 强度计算
5. 1 齿面抗压强度计算 扳手的切向力 FQ 与扭力作用圆半径 RN 的乘积应等于扳
手的输出扭矩 Mo ,即 :
FQ = Mo / R N
图 2 内齿棘轮基本形状 (8) 内齿棘轮扳手有以下几个专用术语需要加以说明 : ①集中力作用点 ———为了简化受力分析 , 假设各棘爪齿 上分散的受力集中到棘爪的某一点上 , 该点称为集中力作用 点 ,用符号 F 表示 。 ②扭力作用圆 ———F 点所在的以棘轮中心为圆心的圆称 为扭力作用圆 ,其半径用 RN 表示 。 ③集中力作用点的齿面压力角 ———F 点指向棘轮中心的 径向力 FJ 与齿面之间的夹角称为集中力作用点的齿面压力角 , 用符号 αF 表示 。 ④集中力作用点的径力角 ———榫头给棘爪的支反力 FH 与 FJ 之间的夹角称为集中力作用点的径力角 ,用符号 γF 表示 ⑤扭力作用圆当量齿数 ———扭力作用圆半径用模数和某 一系数表示时 , 该系数叫做扭力作用圆当量齿数 , 用符号 zN 表 示。
棘轮扳手制造最新设备及工艺流程
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机械设计基础：03棘轮机构
图7-11
14
一、槽轮机构的组成及其工作原理 1、机构的组成 通过，可以清楚
地看到槽轮机构 的基本组成。
图7-14
2、工作原理
如上图所示，主动拨盘上的圆柱销进入槽轮上的径向 槽以前，凸锁止弧将凹锁止弧锁住，则槽轮静止不动。 圆柱销进入径向槽时，凸、凹锁止弧刚好分离，圆柱 销可以驱动槽轮转动。当圆柱销脱离径向槽时，凸锁 止弧又将凹锁止弧锁住，从而使槽轮静止不动。因此， 当主动拨盘作连续转动时，槽轮被驱动作单向的间歇 转动。
k t2 k(z 2)
t1
2z
（7一6）
k t2 k(z 2)
t1
2z
（7一6）
这样可使，τ＞O．5，但只有当τ＜1时槽 轮2才能出现停歇，所以结合上式得
k 2z z2
（7一7）
由上式知，槽数z＝3时，圆柱销数目k＝l～5； 当z＝4～5时，k＝l～3；当Z≥6时，A＝1～2。
(2) 内槽轮机构
附加图 c 球面槽轮机构
三、槽轮机构的运动性质
1．槽轮机构运动系数
（1）外槽轮机构 如图7－14所
示外槽轮机构，为避免槽轮2在 起动和停歇时发生刚性冲击，圆
柱销A进入与脱出径向槽时，槽 的中心线应与圆柱销中心的运动
圆周相切。
若外啮合槽轮2上均布的径向槽
2数动1拨为 盘z ，1的则2转槽2角轮2转Φ1动为22zΦ2 时
，
'
主
ψ’称作槽轮运动角。
21
在槽轮的一个运动循环内（只有一个圆柱销时主 动动时拨间盘t回1之转比一称周为）运，动槽系轮数运τ动。时间t2与拨盘1的运
当拨盘为等速回转时，这个时间比可以用转角比 来表示。
对于只有一个圆柱销的槽轮机构，t1和t2分别对 应拨盘1的转角2π和槽轮2运动时对应的拨盘1转 角2Φ1，因此槽轮机构运动系数为
棘轮型手动压机设计
棘轮型手动压力机的设计1 引言1.1课题研究的目的及意义机械设计是机械工业的基础技术。
科研成果要转变成有竞争里的新产品，设计起着关键性的作用。
设计工作的质量和水平，直接关系到产品的质量、性能和技术经济效益。
工业发达的国家都十分重视机械设计工作，依靠先进的技术和数字化的电控部件不断的研制出适应市场需求的机电产品，有力的促进全球经济的蓬勃发展。
机械工业的水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。
人们之所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。
手动压力机是机械压力机中具有代表性的一类加工设备，该类设备结构坚固，提高生产效率，且具有操作方便、动作灵活，经久耐用等特点。
它广泛应用于家电业、电子工业、电器端子、钟表工业、照相机、微型马达等制造及零部件装配，最适用小零部件之压入、成型、装配、铆合、打印、冲孔、切断、弯曲、印花等工作要求。
它的用户几乎包罗了国民经济各部门，量大面宽。
现在我国经济建设蓬勃发展，压力机的使用从大型工厂到私人手工作坊，几乎在涉及到零件冷压工艺的地方都可以见到。
压力机种类繁多，型式多样，工作压力小到几十公斤，大到几吨。
我国许多企业自“八五” 以来，通过技术攻关、自行设计，以及从德国舒勒、美国维尔森、日本小松等著名公司引进设计制造技术，或采取与国外厂商合作生产的方式，将国内压力机的技术水平提升到了国际先进水平。
目前国内生产的一些大型机械压力机及其生产线已跨出国门，走向世界。
小型手动压力机虽然刚度差，降低了模具寿命和制件质量。
但是它成本低、操作方便，容易安装机械化装置。
并且由于手动压力机总体处于质量稳定、大批量廉价市售状态，由国情决定，其市场需求量仍将保持在一个较高的水平。
这次所设计的棘轮式手动压力机属于中小型压力机，其中主要以人力为主，通过齿轮带动齿条运动，用棘轮实现自锁，用手轮回复齿条，其中主要设计了各个系统传动的零部件，结构比较简单，属于典型的手动压力机。
互为止动棘爪的棘轮机构的设计
・１６・ 设计与研究 机械 ２００５年第４期 总第３２卷 ———————————————收稿日期：2004－11－16 作者简介：谭蓉（1968－），女，安徽阜阳人，副教授，主要从事机器人及自动机机构方面的教学、科研工作。
互为止动棘爪的棘轮机构的设计谭蓉，潘琦英，朱昆莉（昆明理工大学 机电工程学院，云南 昆明 650093）摘要：针对高压断路器弹簧操动机构中储能机构的设计问题。
设计了一种新的棘轮机构，为使整个机构结构紧凑，手动、电动两套储能机构的棘爪互为止动棘爪。
通过分析，得出了互为止动棘爪的棘轮机构棘爪的配置结果。
关键词：真空断路器；弹簧操动机构；储能机构； 棘轮机构；设计中图分类号：TH112 文献标识码：A 文章编号：1006－0316(2005)04－0016－03Design of the ratchet mechanism of mature stop motion’s pawlsTAN Rong ，PAN Qi-ying ，ZHU Kun-li（Kunming University of Science and Technology ，Kunming 650093，China ）Abstract:In this paper,on the basis of some design problems of the energy storage mechanisms in the high-voltage circuit breakers’s spring operating mechanisms, An new ratchet mechanism is designed. In this mechanism,one of energy storage mechanisms is manual operation’s,other one is motor-driven operation’s.In order that the whole energy storage m echanisms are compactly laid out,pawls of two energy storage mechanisms are designed to mutual stop motion’s pawls. A rational distribution of mutual stop motion’s pawls is obtained by means of discussion.Key words: circuit breaker ；spring operating mechanism ；energy storage mechanism ；ratchet mechanism ；design1 问题的提出在高压断路器的弹簧操动机构中，是以圆柱螺旋弹簧作为动力，输出转动方式的运动，驱动其它机构动作[1]。
机械制造设计及其自动化专业精品毕业设计棘轮型手动压力机的设计致 谢
致谢
本次设计是在指导老师袁宁的悉心指导下完成的，其间得到了老师的极大关怀以克服自身的缺点，老师的不厌其烦的教导使我惭愧不已，认真的工作作风和和蔼可亲的性格使学生受益匪浅。
值此成文之际，特向袁宁导师致以忠心大感谢和诚挚的敬意。
设计期间，明白了做设计时所需要的认真、细心，戒骄戒躁，在袁宁老师的细心指导下和同学的认真帮助下顺利的完成了本次设计，我学到了很多东西，让我认识到了自己的很多不足，但是袁宁的的耐心讲解才是我们学到东西的关键，在此我用诚挚的言语向袁宁老师表示感谢！这个自主学习的过程对我而言是一个意义重大的收获；最后，这次毕业设计是我在大学时期的最后一份作业，同时也是走向社会之前的一次练兵，在毕业设计过程中，我锻炼了独立分析问题和解决问题的能力，达到了毕业设计的基本要求，这对于我以后的工作是非常重要的。
大学的四年是一个很好的过渡阶段，为我今后步入社会做了一个良好的开端，在此，我感谢我生活了四年的大学，感谢所有的领导。
棘轮设计
名称符号计算公式ρ=πm1、1.5、2、2.5、3、3.5、4、5、6、7、8、10、模数m12、14、16、18、20mm棘轮齿高h一般取h=0.75m棘轮齿顶厚a一般取a=m棘轮齿顶圆直径da da=mz棘轮根圆直径df df=da-2h=da-1.5m棘轮齿槽夹角θθ=60o或θ=55o(视铣刀角度而定）棘轮齿槽圆角半径r 一般取r=1.5mm棘轮厚度 b 铸钢b=1.5-4mm;锻钢b=1～2mm 棘爪工作长度l l=2p=2πm棘爪高度h1m≤2.5时，h1=h+(2～3)mm;m=3～5时h1=(1.2～1.7)m棘爪尖顶圆角半径r1一般取r1=2mm棘爪底长度a1a1=(0.8～1)m棘轮机构的设计1.棘轮与棘爪的轴心位置在棘轮机构工作时，棘爪给棘轮轮齿的作用力沿A方向(视棘爪为二力构件)，在相同推力的情况下，为了能使棘2．棘轮的齿面偏斜角α，棘爪进入棘轮的齿槽时在A点处开始接触，此时棘爪上受到棘轮齿面法向反力N和摩擦力Ff的作用。
为了使棘爪能顺利地进入齿槽底部，通常将棘轮齿面做成与半径02A成一定的夹角α，这一偏斜角称棘轮的齿面偏斜角，一般取α=lO°～l 5°。
3．棘轮机构的主要参数（1）．棘轮齿数z根据工作要求选定。
轻载时齿数可取得多些，可达250齿；载荷较大时，齿数取少些，通常取z=8～30。
例如牛头刨床横向进给机构中的丝杠，其导程L=6mm,要求最小进给量为0.2mm,若棘爪每次拨过一个齿，则棘轮的最小转角为：所以棘轮的最少齿数z=360o/12o=30。
（2）．棘轮齿距ρ相邻两齿齿顶圆周上对应点间的弧长，mm（3）．棘轮模数m棘轮齿距ρ与π之比，即ρ=πm。
（4）．齿顶圆直径da齿顶圆直径可由公式da=mz求得。
齿数z和模数m确定后，棘轮机构的其他几何尺寸，可由公式算出。
小型手动压力机的设计
小型手动压力机的设计陈涛;张丽【摘要】设计刀杆手动压力机,针对机械装置工作条件,设计符合实际工作要求的压力机.首先提出了小型压力机总体设计方案,然后对压力机传动装置齿轮齿条的设计、轴的设计、箱体的设计及主要标准件的选用进行了具体设计.该手动压力机利用齿轮齿条工作原理,将手轮、轴、齿轮、齿条结合一起,手轮将人提供的力通过轴及齿轮传递到齿条上,使与齿轮啮合的齿条上下运动,从而实现对工件压制的功能.【期刊名称】《机械研究与应用》【年(卷),期】2017(030)004【总页数】2页(P131-132)【关键词】压力机;传动装置;手动【作者】陈涛;张丽【作者单位】盐城技师学院江苏盐城 224005;盐城工业职业技术学院,江苏盐城224005【正文语种】中文【中图分类】TH12探讨内容是有关小型压力机的设计,包括其传动装置和执行部分。
其中包括齿轮设计、轴的设计和各标准件的选用等。
此研究的目的是用一种合理的机械设计方法,设计出一种能保证加工精度,同时成本较低的小型手动压力机。
手动压力机作为一种常用的机械动力增压装置,它能克服大吨位液压机体积大、重量大,不便携带的缺点。
手动压力广泛应用与各种产品的包装、维修,提供更精确,更方便的服务,是工厂必备的工具之一。
此次设计的小型手动压力机采用的是齿轮—齿条进行传动,其动力为人手动提供。
最大工作压力为1 000 kg,压力机的整体高度297 mm,和最大工作行程121.5 mm,齿条下降速度可由手动控制等。
人施加于手柄上的力通过轴及齿轮传递到齿条上,使与齿轮啮合的齿条上下运动,从而实现对放置在工作台上的工件的压制。
另外,传动轴并不是与箱体直接接触,而是通过加装轴承,从而减小了传动轴与箱体的摩擦,使得机器工作更加的平稳。
图1为小型手动压力机结构设计图示。
齿轮传动可分开式、半开式、及闭式。
根据齿轮传动的现场条件,采用半开式齿轮传动的要求。
(1)齿轮的设计压力机是齿轮与齿条啮合的机构,通过杠杆使压力增大,可以冲一些小型零件模型,齿轮是直齿圆柱齿轮传动。
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棘轮型手动压力机的设计1 引言1.1课题研究的目的及意义机械设计是机械工业的基础技术。
科研成果要转变成有竞争里的新产品，设计起着关键性的作用。
设计工作的质量和水平，直接关系到产品的质量、性能和技术经济效益。
工业发达的国家都十分重视机械设计工作，依靠先进的技术和数字化的电控部件不断的研制出适应市场需求的机电产品，有力的促进全球经济的蓬勃发展。
机械工业的水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。
人们之所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。
手动压力机是机械压力机中具有代表性的一类加工设备，该类设备结构坚固，提高生产效率，且具有操作方便、动作灵活，经久耐用等特点。
它广泛应用于家电业、电子工业、电器端子、钟表工业、照相机、微型马达等制造及零部件装配，最适用小零部件之压入、成型、装配、铆合、打印、冲孔、切断、弯曲、印花等工作要求。
它的用户几乎包罗了国民经济各部门，量大面宽。
现在我国经济建设蓬勃发展，压力机的使用从大型工厂到私人手工作坊，几乎在涉及到零件冷压工艺的地方都可以见到。
压力机种类繁多，型式多样，工作压力小到几十公斤，大到几吨。
我国许多企业自“八五” 以来，通过技术攻关、自行设计，以及从德国舒勒、美国维尔森、日本小松等著名公司引进设计制造技术，或采取与国外厂商合作生产的方式，将国内压力机的技术水平提升到了国际先进水平。
目前国内生产的一些大型机械压力机及其生产线已跨出国门，走向世界。
小型手动压力机虽然刚度差，降低了模具寿命和制件质量。
但是它成本低、操作方便，容易安装机械化装置。
并且由于手动压力机总体处于质量稳定、大批量廉价市售状态，由国情决定，其市场需求量仍将保持在一个较高的水平。
这次所设计的棘轮式手动压力机属于中小型压力机，其中主要以人力为主，通过齿轮带动齿条运动，用棘轮实现自锁，用手轮回复齿条，其中主要设计了各个系统传动的零部件，结构比较简单，属于典型的手动压力机。
2 棘轮型手动压力机的设计2.1总体方按的确定根据设计的要求，本次设计内容为棘轮式手动压力机，设计所要完成的内容为：最大工作压力2000kg；最大工作行程205mm；齿轮带动齿条传动；以棘轮达到自锁目的；手轮控制齿条的回反运动；根据各方面的考虑，最终确定了下图所示的结构方案。
该机器放置在工作台上，动力为人力，工作时齿条通过齿轮带动做用在零件上，齿条与齿轮轴为一体，齿轮轴通过螺母与手柄固定，齿轮轴不直接固定在箱体上，而是通过轴承来减小轴与箱体之间的摩擦力，延长机器的使用寿命，提高机器的精度。
图2-1 总体方按图1.定位盘2.齿轮轴3.手轮4.轴承5.齿条6.手柄7.端盖8.棘轮9.棘爪2.2齿轮的设计2.2.1齿轮材料及精度的选择本课题所要设计的压力机采用齿轮传动，齿轮材料及其热处理方法直接影响齿轮的强度、耐磨性等性能，因而直接影响齿轮的承载能力和使用寿命。
选择齿轮材料要根据齿轮的载荷大小、工作要求、工作环境、加工精度及加工成本等综合考虑。
根据要求，所设计的是手动压力机，所以在齿轮工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，保证在整个工作寿命期间不致失效。
因此，齿轮精度的选择，必须根据用途、工作条件等确定。
但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的设计计算方法及设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动，通常只按保证齿根疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。
1、按上图的压力机总体结构示意图，由齿轮、齿条、棘轮确定传动方案，选用直齿圆柱齿轮进行传动。
2、根据参考文献[3]表10-8各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，选取齿轮传动的精度等级。
手动压力机属于一般工作机器，速度及精度要求都不是很高，故选用7级精度（GB-10095-88）。
3、根据参考文献[3]表10-1常用齿轮材料及其力学特性，选取传动件的材料。
选择齿轮、齿条的材料均为40Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC 。
2.2.2齿轮的设计计算根据参考文献[9]，人的力量在10-50kg 之间，所以取作用于压力机手柄处的力为50kg 。
初定压力机手柄的长度为1000mm ，但是实际的作用力臂长度不足，去掉手握位置及其他因素构，最后取实际在压力机手柄上产生的力臂约为950mm 。
根据设计任务书中的数据，压力机的最大工作压力为2000kg 。
根据计算式带入数据：2211d F d F =其中：1F =50 1d =0.95 2F =200050×9.8×0.95=2000×9.8×2d所求得： 2d =24mm所以可确定分度圆直径为：d=22d =2×24=48(mm)选择齿数：z =18根据计算式带入数据：其中：z =12，d=461848m ==2.67 所求得： m=2.672.2.3齿轮的校核根据齿根弯曲强度由于齿面硬度很高，赤芯强度又很低的齿轮40Cr 调质淬火，通常保证齿根弯曲疲劳强度为主。
效核弯曲强度： []32112F sa Fa d σY Y z φKT m ≥ 1、确定公式的各个计算数值1）根据参考文献[3]表10-7圆柱齿轮的齿宽系数d φ，选取齿宽系数因齿轮、齿条均为硬齿面，故宜选择稍小的齿宽系数，故取d φ=12）根据参考文献[3]图10-20（d ）渗碳淬火钢和表面硬化（火焰或感应淬火）刚的弯曲疲劳强度极限，选取齿轮的弯曲疲劳强度极限查取=FE σ580Mpa3）根据参考文献[3]图10-18弯曲疲劳寿命系数FN K ，查取弯曲疲劳寿命系数 查得弯曲疲劳寿命系数:FN K =0.874）计算弯曲疲劳许用应力根据设计要求取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据计算式：[]F σ=SσK FE FN 其中=FE σ580Mpa ，FN K =0.87，S=1.4代入上式得：[]F σ=S σK FE FN =4.1580×87.0=360.43MPa5）计算载荷系数K 。
根据计算式：αβF F v A K K K K K =根据参考文献[3]表10-2使用系数A K ，选取使用系数。
查取使用系数A K =1根据参考文献[3]表10-3齿间载荷分配系数αH K 、αF K ，选取齿间载荷分配系数。
查取齿间载荷分配系数αH K =αF K =1根据参考文献[3]图10-8动载系数Kv 值，确定动载系数。
查取动载系数v K =1.05根据参考文献[3]表10-4接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KH β，确定接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数。
用插值法查得6级精度、齿轮相对支承对称布置时，βH K 的值：βH K =1.297考虑到齿轮为7级精度，取βH K =1.297根据计算式：b=d φd其中d φ=1，d=48，代入上式得：b=1×48=48mmh=(2ha*+c*)m=(2×1+0.25)×3=6.75根据b/h=48/6.75=7.11，βH K =1.297根据参考文献[3]图10-13查得：βF K =1.423计算载荷系数K根据计算式：αβF F v A K K K K K =其中A K =1，βH K =1.297，βF K =1.423，αH K =αF K =1得：αβF F v A K K K K K ==1×1.05×1.423×1=1.49426）取齿形系数根据参考文献[3]表10-5齿形系数及应力校正系数，确定齿形系数。
查得齿形系数：Fa Y =2.917）取应力校正系数根据参考文献[3]表10-5齿形系数及应力校正系数，确定应力校正系数。
查得应力校正系数：sa Y =1.538）根据计算式代入数据：[]F sa Fa Y Y σ=43.3601.53×91.2=0.01235 9）齿轮传递的转矩1T ：1T =11d F =50×9.8×950=4.655×510N.mm2、设计计算：按照齿根弯曲强度进行设计计算根据计算式： []32112F sa Fa d σY Y z φKT m ≥ 其中数据由上可知，代入数据：3250.01235×812×8.010 ×4.655×.14942×2=≥m所求得：≥m 3.757由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，只与齿轮直径有关，因此可以根据由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值m=4。
2.2.4齿轮的几何尺寸计算1、齿数：根据计算式：zd m 其中d=46，m=4，代入上式得：z =m d =448=12 z 取整数12 2、压力角压力角取国家标准（GB/T 1356--1988）：α=20°3、齿顶高ha ：根据计算式：ha=ha*m其中m=4，ha*为齿顶高系数ha*=1，代入上式得：ha=ha*m=1×4=44、齿根高hf ：根据计算式：hf=(ha*+c*)m其中m=4，c*为顶隙系数c*=0.25，代入上式得：hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×4=55、齿全高h ：根据计算式：h=ha+hf=(2ha*+c*)m其中m=4，ha*=1，c*=0.25代入上式得：h=ha+hf=(2ha*+c*)m=4+5=96、齿顶圆直径da ：根据计算式：da=d+2ha=(z+2ha*)m其中z=12，m=4，ha*=1，代入上式得：da=d+2ha=(z+2ha*)m=(12+2×1)×4=567、齿根圆直径df：根据计算式：df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m其中z=12，ha*=1，c*=0.25，代入上式得：df=d-2hf=(z-2ha*-2c*)m=(12-2×1-2×0.25)=9.58、齿厚s：根据计算式：s=πm/2其中m=4，π取3.14，代入上式得：s=πm/2=3.14×4/2=6.289、齿槽宽e：根据计算式：e=πm/2其中m=4，π取3.14，代入上式得：e=πm/2=3.14×4/2=6.2810、计算齿轮宽度b：根据计算式：φdb=dφ=1及d=48计算得：其中db=1×48=48mm2.3齿轮轴的设计2.3.1齿轮轴材料的选择轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素：1.轴的强度、刚度及耐磨性要求；2.轴的热处理方法及机加工工艺性的要求；3.轴的材料来源和经济性等。
此处选择的轴属于转轴。