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1.直辊与螺旋辊尺寸的确定由任务书可知，直辊与螺旋辊长度尺寸:800mm900mm。直辊与螺旋辊直径尺寸:100mm200mm。为防止两辊因直径不同而使果穗涌向一侧造成脱粒效率降低，两辊采用相同的直径。当转速和喂入量为定值，两辊的直径较小时，果穗受到的轴向加速度较大，脱粒时间短，效率较低。相反，两辊直径较大时，果穗所受轴向加速度较小，脱粒时间长，效率较高。但是直径太大时，辊子边缘的线速度太高，造成玉米粒破碎。综合考虑取两辊直径为160mm。脱粒辊长度的选择既要考虑脱净率，又要考虑制造成本和功率消耗。辊子太长会消耗多余的功率，且易折断已经脱净的玉米芯；辊子太短会造成玉米脱净率低，脱粒效果较差。综合考虑取两辊长度为850mm。两辊之间的间隙大小选择应当合理。间隙较大时，脱粒空间较大，生产效率高。但是会使脱粒干净的小玉米芯从间隙落下，混入玉米籽粒增加筛选工作量。间隙较小时，虽然解决了玉米芯下落的问题，但是玉米籽粒容易产生堵塞，且生产效率较低。参考农业机械学报中差速式玉米种子脱粒机的设计一文可知，经过实验，两辊间隙取值范围为1020mm，确定值还要根据两辊轴上齿轮的中心矩取值决定。综上，两辊长度取850mm，直径取160mm，两辊间隙取10mm。对于螺旋辊，凸棱高度取10mm，线头数取4且等距分布排列，螺旋升角取30。对于直辊，凸棱高度同样取10mm，齿数取8。2.螺旋辊转速限制螺旋辊子在低速时转动时，对于玉米果穗运动影响不大。但是超过一定转速时，果穗由于受到的切向力过大而被抛起，产生跳跃和翻滚影响脱粒效果。所以要对螺旋棍子的转速做出限制，使它所受的离心力小于其自身重力，即 (2-1)由（2-1）推出 (2-2)式中 物料综合系数 g重力加速度，单位为m/s2； D螺旋辊直径，单位为m； m果穗质量，单位为kg； 螺旋辊的旋转角速度，单位为rad/s； 螺旋辊的最大转速，单位为r/min。 令A =，则式（2-2）变为 (2-3)式中 A物料综合特征系数所以，既考虑玉米果穗正常脱粒又考虑效率的情况下，螺旋辊的转速取值范围为n。查得玉米的物料综合特征系数A的值为50，螺旋辊直径为160mm，凸棱高度为10mm，则由式（2-3）可得 =125r/min3.直辊与螺旋辊的转速辊子的直径确定后，转速越高生产效率越高，但是过高的转速造成籽粒破碎和玉米芯断裂的问题，也加大了功率消耗。为此我们要对辊子转速做出限制，两辊转速由其外沿线速度决定，必须保证玉米籽粒不破碎的前提下提高生产效率。我们采用自由落体碰撞模拟辊子打击果穗，参考农业机械学报中差速式玉米种子脱粒机的设计一文可知经过多次实验测得，超过0.7m高度下落就能使籽粒破裂1。所以辊子的线速度为 (3-1)式中 H果穗下落高度，单位为m； t1下落时间，单位为s；v撞击时的瞬时速度，单位为m/s。 (3-2)式中 nmax1两辊的最大转速，单位为r/min；D两辊直径，单位为m。根据(3-1)和（3-2）可以得出nmax1=442r/min。综合考虑籽粒破碎和脱粒效率，辊子的速度可以取接近但小于nmax1的速度。对于直辊转速取v1=400r/min，对于螺旋辊还要同时满足式(2-3)，取螺旋辊转速为v2=100r/min。4.脱粒电动机的选择玉米在脱粒时受力十分复杂，在此我们对其进行简化，只考虑玉米所受的切向力。对于同一个玉米，小直径的那端脱粒所需的力最大，查阅农业机械学报中种子玉米机械脱粒最佳施力方式实验一文可知单个玉米粒脱粒条件为切向力F单=3N，所以可得直辊和螺旋辊受力为 (4-1)式中 F单单个玉米粒脱落所需切向力，单位为N；n单列玉米粒平均个数；N同一时间参加脱粒的玉米个数。根据统计所知，单列玉米粒的平均个数n=40，单个玉米的果穗长度为2022cm，而本机辊子长度为850mm，所以N=4。可以得出=480N所以玉米脱粒机在正常工作时，两辊所受的切向力为480N。已知直辊的转速n1=400r/min，螺旋辊的转速n2=100r/min，分别计算两辊的功率。 (4-2) (4-3)式中 P辊子的功率，单位为w；v辊子外缘的线速度，单位为m/s；n辊子的转速，单位为r/min；D辊子的直径，单位为m；F辊子所受的切向力，单位为N；综合（4-2）和（4-3）可得Kw0.4kw电机与直辊之间采用皮带传动，取效率为1。而螺旋轴与直辊之间采用齿轮转动，取传动效率为2。由机械设计课程设计指导书中表一可知圆柱齿轮传动的效率取值范围为0.940.96，在这里取1=0.95，普通v带传动的传动效率取值0.940.97，这里取2=0.96。则可求电动机的功率为=kw前面已知直辊的转速取值为400r/min，从机械设计课程设计指导书中表一得知传动比的合理取值范为24，即可满足电动机的转速与主轴的转速相匹配，符合这一范围的同步电动机转速的有720r/min，970r/min和1440r/min。根据容量和相关转速，由机械设计手册查出三种适宜的电动机型号分别为Y100L1-4，Y112M-6和Y132S-8。最终选定Y112M-6为适合机型，额定功率2.2kw，满载转速940r/min，重量45kg。综台考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动的传动比，脱粒电动机选择 Y112M-6型号，额定功率为2.2kw，满载转速940r/min，重量45kg。5.传动带轮的设计 螺旋辊与直辊水平平行配置，直辊与电动机之间采用带轮传动。下面进行带轮的设计。5.1.带轮传动比的确定 脱粒电动机选择 Y112M-6型号，额定功率为2.2kw，满载转速940r/min。已知直辊转速n1=400r/min，螺旋辊转速n2=100r/min。所以可以由以下公式确定带轮的传动比i= （5-1）根据式（5-1)可得5.2.选择三角带的型号带的型号可以根据计算功率Pc和小带轮转速n选取，计算功率公式为 (5-2)式中 KA工作情况系数； P名义传递功率，单位为kw； Pc计算功率，单位为kw。小型玉米脱粒机都是短时间工作的，一天的工作时间小于10小时，载荷变动较大。从机械设计表11.5中查的工作情况系数KA=1.2。已知脱粒电动机型号选择 Y112M-6，额定功率为2.2kw，满载转速940r/min。所以V带的计算功率为V带的计算功率已知，根据机械设计中图11.15可得得出，V带选用A型V带。5.3.确定带轮的基准直径带轮的直径直接关系到弯曲应力的大小，直径越小带的弯曲应力越大。考虑到寿命问题，小带轮的直径不宜过小，即DDmin。查机械设计课程设计手册表5-2取电动机轴上的小带轮基准直径D1=85mm。由公式计算大带轮直径D=Di （5-3）式中 D大带轮直径，单位为mm； D小带轮直径，单位为mm； i大小带轮之间的传动比。由式（5-3)可得直辊轴上大带轮直径查普通V带带轮基准直径系列，取D2=200mm。5.4.验算带速带速的计算公式为 (5-4)式中 D带轮直径，单位为mm； n带轮转速，单位为r/min； v带轮带速，单位为m/s。 由式（5-4）可得传动带传动形式采用开口传动，查得机械设计中表11.1传动带速度范围为2050m/s。所以v1合适。5.5.中心距的选定和检验带传动的中心矩既不能过大也不能过小。中心矩过大时易引起带的颤动，结构也不够紧凑。中心矩过小时带的弯曲应力越大，减小带的寿命，而且当传动比较大时，导致包角过小容易打滑。对于V带传动，查机械设计式11.20可知中心矩a一般可取 (5-5)式中 D1小带轮的计算直径，单位为mm； D2大带轮的计算直径，单位为mm； hV带的高度，单位为mm。对于电动机轴和直辊轴上的一对带轮，已知D1=85mm，D2=200mm，查机械设计中表11.4可知A型V带的带高h1=8mm。所以电动机轴和直辊轴上的带轮中心矩取值范围为考虑到整体结构的协调和紧凑，取a1=400mm。中心矩初取之后还要计算V带的基准长度，从而得出最终的中心矩，由公式计算带的基准长度 （5-6）式中 L0V带的基准长度，单位为mm； a0初选的中心矩，单位为mm； D1小带轮的直径，单位为mm； D2大带轮的直径，单位为mm。由式（5-6）可得对L1进行圆整，根据机械设计图11.4可以得到，圆整后Ld1=1250mm。实际中心矩可有下列公式计算 （5-7）式中 a0初选的中心矩，单位为mm； Ld圆整后的V带长度，单位为mm； L0V带的基准长度，单位为mm。 所以根据式（5-7）得到电机轴与直辊轴上的带轮的中心矩为所以电机轴与直辊轴上带轮的中心矩A1取397mm。5.6.验算小带轮包角V带传动的包角一般不小于120，包角过小时容易打滑，所以验算包角显得尤为必要。根据机械设计中式11.4可知计算包角公式为 （5-8）式中 包角的大小，单位为； D1小带轮的直径，单位为mm； D2大带轮的直径，单位为mm； A带轮之间的中心矩，单位为mm。验算电动机轴与直辊轴上一对带轮的包角，已知A1=397mm，D1=85mm，D2=200mm。根据式（5-8）可得120所以包角1合适。5.7.确定V带根数根据计算功率及单根V带传递功率等参数确定V带根数，保证能够传递足够的功率。根据机械设计中式11.22可得公式为 (5-9)式中 Pc计算功率，单位为kw； P0单根普通V带基本额定功率，单位为kw； 单根普通V带额定功率的增量，单位为kw； 小带轮包角修正系数； 长度系数。已知Pc1=2.64kw，根据机械设计中表11.8可知单根普通A型V带的基本额定功率P1=0.79kw，据表11.10中可知单根普通A型V带额定功率的增量=0.11kw，据表11.12可知A型V带长度系数=0.93。根据机械设计课程设计手册中表5-6可知小带轮包角修正系数=0.95。所以电动机与直辊之间V带根数为取整数Z1=4根。5.8.确定带轮结构对于电动机轴上小带轮，带轮直径为D1=85mm，脱粒电动机选择 Y112M-6型号，根据机械设计课程设计手册表2-3可知，电动机轴径为D=28mm，所以带轮采用腹板式结构，内径d=28mm。带轮宽由以下公式求得 （5-10）式中 z轮槽数； e槽间距，单位为mm； f第一槽对称面至端面的距离，单位为mm；根据机械设计课程设计手册表5-8可知，A型带e=150.3mm，f=9mm。已知z1=4，可得已知d=28mm，根据机械设计课程设计手册表5-9可知，当B1.5d时，L=(1.52)d。因为631.528=42，所以小带轮轮毂宽L1=1.528228=4256mm，这里取L1=50mm。对于直辊轴上大带轮，带轮直径D2=200mm，根据后面计算得出直辊轴的最小直径也即带轮所在轴直径为25mm，所以取带轮内径为25mm。根据机械设计课程设计手册表5-9可知，带轮采用孔板式。采用A型带，即大带轮带轮宽B2=B1=63mm。又因为631.525=37.5，所以大带轮轮毂宽L2=1.525225=37.550mm，这里取L2=50mm。6. 传动齿轮的设计 螺旋辊与直辊水平平行配置，直辊与螺旋辊之间采用齿轮传动。下面进行齿轮的设计。6.1.齿轮齿数的确定已知直辊转速n1=400r/min，螺旋辊转速n2=100r/min。所以可以由公式（5-1）确定带轮的传动比降速比i12=1/4，符合要求。 齿轮传动比已经确定，根据传动比确定齿轮齿数。当齿轮齿数和过小时，小齿轮齿数发生跟切，规定小齿轮齿数不得小于18。当齿轮齿数和过大时，齿轮结构尺寸过大，造成材料浪费。与此同时，还要考虑两辊之间的配合。根据机械制造装备设计中表2-8可知，可取齿数如下齿数和： 80 81 84 85 86 89 90 91 94 95 96 99 100 101小齿轮齿数：16 16 17 17 17 18 18 18 19 19 19 20 20 20这里取齿数和S=95，则小齿轮齿数为z1=19，大齿轮齿数为z2=95-19=76。此时的传动比为i21=，与原传动比相同没有误差。6.2.齿轮模数的确定齿轮模数根据小齿轮选择，按照齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行计算。由机械设计中表12.7选择齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HB。根据金属切削机床设计表7-17可知，齿面接触疲劳强度公式为 (6-1)式中 K载荷系数； P齿轮传递的名义功率，单位为kw； 公比； 齿宽系数； nj齿轮计算转速，单位为kw； z齿轮齿数； 齿轮允许接触应力，单位为MPa。载荷系数由机械设计表12.9取K=1.25，齿轮传递的名义功率 P1=0.4kw，公比=4，齿宽系数取=6，齿轮计算转速nj=400r/min，齿轮齿数 z1=19。齿轮允许接触应力=0.9，由金属切削机床设计图7-6查得=650MPa，所以=0.9=0.9650=585MPa。根据式(6-1)可得mm根据机械设计课程设计手册表5-27将齿轮模数圆整为2.5mm。根据金属切削机床设计表7-17可知，齿轮弯曲疲劳强度公式为 （6-2）式中 K载荷系数； P齿轮传递的名义功率，单位为kw； 齿宽系数； nj齿轮计算转速，单位为kw； z齿轮齿数； 齿轮允许齿根应力，单位为MPa。 载荷系数由机械设计表12.9取K=1.25，齿轮传递的名义功率 P1=0.4kw，齿宽系数取=6，齿轮计算转速nj=400r/min，齿轮齿数 z1=19。齿轮允许齿根应力=1.4，由金属切削机床设计图7-11查得=300MPa，所以=1.4=1.4300=420MPa。根据式(6-2)可得mm根据机械设计课程设计手册表5-27将齿轮模数圆整为2mm。mH1mF1，所以取齿轮模数m=2.5mm。已知小齿轮齿数为z1=19，大齿轮齿数为z2=76，大小齿轮分度圆直径分别为，。中心矩为。但是考虑到两辊的直径都为为160mm，凸棱高度为10mm，两辊间隙取值范围为1020mm，所以最小中心矩为，所以取m=2.5mm不能满足要求。最小模数应满足mm，这里取m=4mm。则两辊间隙为10mm。6.3.齿轮尺寸确定齿轮的模数已经确定为m=4mm，所以齿宽为，根据机械原理表10-4可知齿顶圆直径和齿根园直径公式为 （6-3） （6-4）式中 z齿轮齿数； 齿顶高系数； 顶隙系数； m齿轮模数。已知小齿轮齿数z1=19，大齿轮齿数z2=76。根据机械原理查得齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25，齿轮模数m=4。根据式（6-3）和（6-4）可得小齿轮齿顶圆直径和齿根园直径为大齿轮齿顶圆直径和齿根园直径为大小齿轮分度圆直径分别为，。 综上所述，对于小齿轮，齿轮齿厚，z1=19，模数m=4，分度圆直径d1=76，齿顶圆直径，齿根圆直径。对于大齿轮，齿轮齿厚，z1=76，模数m=4，分度圆直径d2=304，齿顶圆直径，齿根圆直径。6.4.齿轮校验 齿轮校验只需对小齿轮分别进行接触应力和弯曲应力的验算，根据机械设计课程设计手册中图5-9（c）可知弯曲疲劳强度极限=540MPa，寿命系数KN=0.9，安全系数取S=1.3。则许用弯曲疲劳强度极限 根据机械设计中式12.16可知弯曲疲劳强度计算公式为 （6-5）式中 K载荷系数； Ft切向力，单位为N； YFa齿形系数； YSa应力修正系数； b齿厚，单位为mm； m模数。根据机械设计中式12.5可知，由表12.9可知KA=1.0，由图12.9可知Kv=1.1。由表12.10和表12.11可知=1.0，=1.2。所以。Ft=，由图12.21和图12.22可知YFa=2.65，YSa=1.58。齿厚b=24mm，模数m=4。由式（6-5）可得373.85MPa 所以小齿轮满足弯曲疲劳强度要求。 根据机械设计课程设计手册中图5-10（d）可知接触疲劳强度极限=670MPa，寿命系数KN=0.9，安全系数取S=1.3。则许用接触疲劳强度极限。根据机械设计中式12.9可知接触疲劳强度计算公式为 （6-6）式中 ZH节点区域系数； ZE弹性影响系数； K载荷系数； Ft切向力，单位为N； b齿厚，单位为mm； d齿轮分度圆直径；单位为mm； 公比。根据机械设计中图12.16查得节点区域系数ZH=1.5，由表12.12查得，弹性影响系数ZE=189.8，前面已经算出载荷系数K=1.32， Ft=1263.16，齿厚b=24mm，齿轮分度圆直径d1=76mm，公比=4。由式（6-6）可得120所以包角2合适。9.7.确定V带根数根据计算功率及单根V带传递功率等参数确定V带根数，保证能够传递足够的功率。根据机械设计中式11.22可得公式为 (9-8)式中 Pc计算功率，单位为kw； P0单根普通V带基本额定功率，单位为kw； 单根普通V带额定功率的增量，单位为kw； 小带轮包角修正系数； 长度系数。已知Pc2=0.9kw，根据机械设计中表11.8可知单根普通Z型V带的基本额定功率P2=0.23kw，据表11.10中可知单根普通Z型V带额定功率的增量=0.02kw，据表11.12可知Z型V带长度系数=1.03。根据机械设计课程设计手册中表5-6可知小带轮包角修正系数=0.89。所以电动机与直辊之间V带根数为取整数Z2=4根。9.8.确定带轮结构对于电动机轴上小带轮，带轮直径为D3=71mm，脱粒电动机选择Y90S-6型号，根据机械设计课程设计手册表2-3可知，电动机轴径为D=24mm，所以带轮采用腹板式结构，内径d=24mm。带轮宽由以下公式求得 （9-9）式中 z轮槽数； e槽间距，单位为mm； f第一槽对称面至端面的距离，单位为mm；根据机械设计课程设计手册表5-8可知，Z型带e=120.3mm，f=7mm。已知z2=4，可得已知d=24mm，根据机械设计课程设计手册表5-9可知，当B1.5d时，L=(1.52)d。因为501.524=36，所以小带轮轮毂宽L1=1.524224=3648mm，这里取L电=40mm。对于直辊轴上大带轮，带轮直径D4=212mm，根据后面计算得出中间轴的最小直径也即带轮所在轴直径为20mm，所以取带轮内径为20mm。根据机械设计课程设计手册表5-9可知，带轮采用孔板式。大小带轮都采用Z型带，即大带轮带轮宽B4=B电=50mm。又因为501.520=30，所以大带轮轮毂宽L2=1.520220=3040mm，这里取L3=40mm。10.升运器传动齿轮的设计 中间轴与螺旋轴之间采用齿轮传动。下面进行齿轮的设计。10.1.齿轮齿数的确定 齿轮传动比已经确定，根据传动比确定齿轮齿数。当齿轮齿数和过小时，小齿轮齿数发生跟切，规定小齿轮齿数不得小于18。当齿轮齿数和过大时，齿轮结构尺寸过大，造成材料浪费。根据机械制造装备设计中表2-8可知，可取齿数如下齿数和： 71 72 75 76 79 80 83 84 87 88 91 92 95 96小齿轮齿数：18 18 19 19 20 20 21 21 22 22 23 23 24 24这里取齿数和S=95，则小齿轮齿数为z4=20，大齿轮齿数为z3=80-20=60。此时的传动比为i34=，与原传动比相同没有误差。10.2.齿轮模数的确定齿轮模数根据小齿轮选择，按照齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行计算。由机械设计中表12.7选择齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HB。根据金属切削机床设计表7-17可知，齿面接触疲劳强度公式为 (10-1)式中 K载荷系数； P齿轮传递的名义功率，单位为kw； 公比； 齿宽系数； nj齿轮计算转速，单位为kw； z齿轮齿数； 齿轮允许接触应力，单位为MPa。载荷系数由机械设计表12.9取K=1.25，齿轮传递的名义功率 P2=0.750.96=0.72kw，公比=3.03，齿宽系数取=6，齿轮计算转速nj=300r/min，齿轮齿数 z4=20。齿轮允许接触应力=0.9，由金属切削机床设计图7-6查得=650MPa，所以=0.9=0.9650=585MPa。根据式(10-1)可得mm根据机械设计课程设计手册表5-27将齿轮模数圆整为3mm。根据金属切削机床设计表7-17可知，齿轮弯曲疲劳强度公式为 （10-2）式中 K载荷系数； P齿轮传递的名义功率，单位为kw； 齿宽系数； nj齿轮计算转速，单位为kw； z齿轮齿数； 齿轮允许齿根应力，单位为MPa。 载荷系数由机械设计表12.9取K=1.25，齿轮传递的名义功率 P2=0.72kw，齿宽系数取=6，齿轮计算转速nj=300r/min，齿轮齿数 z4=20。齿轮允许齿根应力=1.4，由金属切削机床设计图7-11查得=300MPa，所以=1.4=1.4300=420MPa。根据式(10-2)可得mm根据机械设计课程设计手册表5-27将齿轮模数圆整为2mm。mH2mF2，所以取齿轮模数m=3mm。已知小齿轮齿数为z4=20，大齿轮齿数为z3=60，大小齿轮分度圆直径分别为，。中心矩为。10.3.齿轮尺寸确定齿轮的模数已经确定为m=3mm，所以齿宽为，根据机械原理表10-4可知齿顶圆直径和齿根园直径公式为 （10-3） （10-4）式中 z齿轮齿数； 齿顶高系数； 顶隙系数； m齿轮模数。已知小齿轮齿数z4=20，大齿轮齿数z3=60。根据机械原理查得齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25，齿轮模数m=3。根据式（10-3）和（10-4）可得小齿轮齿顶圆直径和齿根园直径为大齿轮齿顶圆直径和齿根园直径为 综上所述，对于小齿轮，齿轮齿厚，z4=20，模数m=3，分度圆直径d4=60，齿顶圆直径，齿根圆直径。对于大齿轮，齿轮齿厚，z3=60，模数m=3，分度圆直径d3=180，齿顶圆直径，齿根圆直径。10.4.齿轮校验 齿轮校验只需对小齿轮分别进行接触应力和弯曲应力的验算，根据机械设计课程设计手册中图5-9（c）可知弯曲疲劳强度极限=540MPa，寿命系数KN=0.9，安全系数取S=1.3。则许用弯曲疲劳强度极限 根据机械设计中式12.16可知弯曲疲劳强度计算公式为 （10-5）式中 K载荷系数； Ft切向力，单位为N； YFa齿形系数； YSa应力修正系数； b齿厚，单位为mm； m模数。根据机械设计中式12.5可知，由表12.9可知KA=1.0，由图12.9可知Kv=1.1。由表12.10和表12.11可知=1.0，=1.2。所以。Ft=，由图12.21和图12.22可知YFa=2.65，YSa=1.58。齿厚b=18mm，模数m=3。由式（10-5）可得373.85MPa 所以小齿轮满足弯曲疲劳强度要求。 根据机械设计课程设计手册中图5-10（d）可知接触疲劳强度极限=670MPa，寿命系数KN=0.9，安全系数取S=1.3。则许用接触疲劳强度极限。根据机械设计中式12.9可知接触疲劳强度计算公式为 （10-6）式中 ZH节点区域系数； ZE弹性影响系数； K载荷系数； Ft切向力，单位为N； b齿厚，单位为mm； d齿轮分度圆直径；单位为mm； 公比。根据机械设计中图12.16查得节点区域系数ZH=1.5，由表12.12查得，弹性影响系数ZE=189.8，前面已经算出载荷系数K=1.32， Ft=764N，齿厚b=18mm，齿轮分度圆直径d1=60mm，公比=3。由式（10-6）可得463.85MPa所以小齿轮满足接触疲劳强度要求。综上所述，齿轮满足弯曲疲劳强度和接触疲劳强度要求11.螺旋轴和中间轴的设计螺旋轴是螺旋升运器的关键部件，在工作中要承受扭矩、弯矩。所以螺旋轴的设计是一个很关键的步骤。根据螺旋升运的结构特点和组成形状及工作强度和环境的要求，螺旋升运器采用直轴形式。11.1.确定的最小直径基于轴的扭转强度来初步确定其最小直径，根据机械设计中式16.2可知轴的最小直径公式为 （11-1）式中 P轴传递的功率，单位为kw； n轴的转
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