毕业设计锤式破碎机.docx
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毕业设计锤式破碎机
绪论
锤式破碎机用于破碎各种中硬且磨蚀性弱的物料。
其物料的抗压强度不超过100MPa，含水率小于15%。
被破碎物料为煤、盐、白堊、石膏、砖瓦、石灰石等。
还用于破碎纤维结构、弹性和韧性较强的碎木头、纸张或破碎石棉水泥的废料以回收石棉纤维等等。
锤式破碎机的主要工作部件为带有锤子（又称锤头）的转子。
转子由主轴、圆盘、销轴和锤子组成。
电动机带动转子在破碎腔内高速旋转。
物料自上部给料口给入机内，受高速运动的锤子的打击、冲击、剪切、研磨作用而粉碎。
在转子下部，设有筛板、粉碎物料中小于筛孔尺寸的粒级通过筛板排出，大于筛孔尺寸的粗粒级阻留在筛板上继续受到锤子的打击和研磨，最后通过筛板排出机外。
通过对立轴锤式破碎机立轴侧拉力的计算，分析了立轴锤式破碎机主轴轴承易损的原因，设计了立轴锤式破碎机立轴倒拉力的减载结构，该减载结构减少了对主轴轴承的作用力，解决了主轴轴承易损的问题。
1立轴式锤式破碎机
锤式破碎机技术参数
类别型号规格
给料粒度
（mm）
出料
粒度
（mm）
锤破产量（t）
电机总重量（t）
极数功率（kw）
总重量（t）
外形尺寸
（长×宽×高）（mm）
锤式破碎机
PCΦ400×300
≤200
≤25
5-10
4
11
0.8
900×670×860
锤式破碎机
PCΦ600×400
≤250
≤30
10-22
4
22
1.5
1200×1050×1200
锤式破碎机
PCΦ800×600
≤250
≤25
18-40
4
55
3.8
锤式破碎机
PCΦ1000×800
≤350
≤35
25-50
4
75
4.9
1600×1390×1575
锤式破碎机
PCΦ1000×1000
≤300
≤35
30-55
6
132
8
1800×1590×1775
锤式破碎机
PCΦ1250×1250
≤350
≤35
35-65
6
180
14
2060×1600×1890
锤式破碎机
PCΦ1400×1400
≤350
≤35
50-100
6
280
32
2365×1870×2220
锤式破碎机
PCΦ1600×1600
≤350
≤35
100-150
8
480
37.5
3050×2850×2800
1.1破碎机的工作原理及构造方法
1.1.1工作原理及类型：
常见的锤式破碎机有单转子和双转子两种，按照锤子在转盘上的排列，还有单排锤和多排锤等，转子的转向有可逆式和不可逆式两类。
此外还有一些简易型锤式破碎机，如十字锤粉碎机，链环式碎煤机等。
其中，使用最广泛的是单转子多排锤式破碎机。
锤式破碎机一般适用于含水量小于12%，抗压强度小120MPA的脆性物料，如石灰石，油母页岩，矿渣，煤块等。
锤式破碎机的工作部分是许多按一定规律铰在转盘上的锤子，当转盘高速旋转时，锤子因离心力和旋转力，打击装入机内的物料，使之破碎，同时，受到打击的石块彼此之间以及与机器内板，蓖条之间相互撞击，也促使物料破碎。
物料由进料斗进入破碎机，经分料器将物料分成两部分，一部分由分料器中间进入高速旋转的叶轮中，在叶轮内被迅速加速，其加速度可达数百倍重力加速度，然后以60-70米/秒的速度从叶轮三个均布的流道内抛射出去，首先同由分料器四周自收落下的一部分物料冲击破碎，然后一起冲击到涡支腔内物料衬层上，被物料衬层反弹，斜向上冲击到涡动腔的顶部，又改变其运动方向，偏转向下运动，从叶轮流道发射出来的物料形成连续的物料幕。
这样一块物料在涡动破碎腔内受到两次以至多次机率撞击、磨擦和研磨破碎作用。
被破碎的物料由下部排料口排出。
和循环筛分系统形成闭路，一般循环三次即可将物料破碎成20目以下。
在整下破碎过程中，物料相互自行冲击破碎，不与金属元件直接接触，而是与物料衬层发生冲击、磨擦而粉碎，这就减少了角污染，延长机械磨损时间。
涡动腔内部巧妙的气流自循环，消除了粉尘污染锤式破碎机的种类很多，可以按照下述特征进行分类：
按转子的数目，分为单转子和双转子两类。
按转子的回转方向，分为不可逆式和可逆式两类。
按锤子的排列方式，分为单排式和多排式两类。
前者锤子安装在同一回转平面上，后者锤子分布在好几个回转平面上。
按用途的不同，分为一般用途和特殊用途两类。
按锤子在转子上的连接方式，还可以分固定锤式和活动锤式两种。
固定锤式主要用于软质物料的细碎和粉磨。
用于粉磨的称为粉磨机。
1.1.2结构性能及应用：
一.单转子锤式破碎机
本次设计是单转子，多排，不可逆式锤式破碎机。
他主要由机壳，转子，篦条，和打击板等部件组成。
机壳由上下两部分组成，分别用钢板焊接，各部分用螺栓连接成一体。
顶部有喂料口，机壳内壁有高锰钢衬板，衬板磨损后可以拆换。
为了便于检修，调整和更换篦条，机壳的上下两面均有检修孔。
为了检修更换锤子方便，两侧也开有检修孔。
破碎机的主轴上安装数排挂锤体。
在其圆周的销孔上贯穿着销轴，用销轴将锤子铰接在各排挂锤体之间。
锤子磨损后可调换工作面。
挂锤体上开有两圈销孔，销孔中心至回转轴心之半径距离是不同的，用来调整锤子与篦条之间的间隙。
为防止挂锤体和锤子的轴向串动，在挂锤体两端用压紧锤盘和锁紧螺母固定。
转子两端支承在滚动轴承上，轴承用螺母固定在机壳上。
主轴和电机用皮带联接。
圆弧状卸料篦条筛安装在转子的下方，篦条的两端装在机壳上，最外面的篦条用压板压紧，篦条排列方向与转子运动方向垂直。
篦条间隙由中间凸出部分形成。
为了便于物料排出，篦条之间构成向下扩大的筛缝，同时还向转子回转方向倾斜。
当转子转动时，锤子在离心惯性力的作用下，作辐射状向四周伸开。
进入机内的料块，受到锤子打击而破碎。
小于篦缝的物料，通过篦缝向下卸出，少部分尚未达到要求尺寸的料块，仍留在筛面上继续受到锤子的冲击和磨削作用，直到达到要求尺寸后从篦缝卸出。
这种锤式破碎机的转子只能沿一个方向运转进行破碎，故称不可逆式。
锤式破碎机主要以冲击兼磨削作用粉碎物料。
由于设置有篦条筛，不能破碎粘物料。
物料水分超过15%时就要出现堵塞现象。
二.锤子和转子
锤子是锤式破碎机的主要零件。
垂头的质量，形状和材质对破碎机的生产能力有很大影响。
而锤子的形式，尺寸和质量的选择，主要决定于材料物理的性质和尺寸。
在锤式破碎机中料块受到高速旋转的锤子冲击而粉碎。
当转子的圆周速度一定时，锤子质量愈大则其动能愈大，才能将大块和坚硬物料粉碎。
实践证明，锤子的有效质量，不但要能对料块产生碎裂的冲击，而且还要在冲击时不产生向后偏倒。
否则将大大降低破碎机的生产力，而且增加能量消耗。
所以，在粉碎大块而坚硬的物料时宜选用重型的锤子，但个数不要求很多。
在粉碎小块而松软的物料时，宜选用轻型的锤子，这时锤子的数目不妨多些，宜增加的物料的冲击次数，从而更有利于物料的粉碎。
锤子用高碳钢或锻造，也可以用高锰钢锻造。
用高碳钢锻造锤子时，以锻造的质量较高。
为了提高锤子的耐磨性，有时在他的工作面上，涂焊上一层硬质合金或焊上一薄层高锰钢，或者进行热处理。
用高锰钢锻造的锤子，最好经过水硬热处理以提高锤子的质量，延长使用时间。
锤头磨损后，可以采用高锰钢堆焊进行修补，这样可以大大节省金属的消耗。
锤式破碎机的转子是一个回转速度较高的部件，质量又大，平衡问题就显得非常重要。
为了使破碎机能正常工作，首先必须使它的转子获得平衡。
如果转子的重心偏离转轴的几何中心时，则产生静力不平衡现象；若转子的回转中心线和其主惯性轴中心线不重合而成交叉状态时，则将产生动力不平衡现象。
转子产生不平衡时，则破碎机的轴承除了承受转子质量之外，还受到其离心惯性力，离心惯性力矩作用，以致轴承很快磨损，功率消耗增加，机械产生振动。
因此，转子制造与修理后，还要精确地进行平衡。
通常当锤子磨损以后，破碎机的破碎效果显著降低，生产力下降，此时则需要更换其中一部分锤子。
当锤子磨损而需要调换工作面，或更换新锤子时，更要把锤头的质量选配好。
更换新锤子时，在径向要对称成对地更换，使破碎机运转起来平稳，减少振动。
2皮带轮设计
2.1皮带设计理论
2.1.1带的传动类型
1.按传动原理分
（1）摩擦带传动靠传动带与带轮间的摩擦力实现传动，如V带传动，平带传动。
（2）齿合带传动靠带内侧凸轮与轮外缘上的齿槽相齿合实现传动，如同步带传动。
2.按用途分
（1）传动运动和动力用
（2）输送物品用
本设计只考虑传送带
3.按传送带的截面形状分
（1）平带如图8.2a所示，平带的截面形状为矩形，内表面为工作面。
长用的平带有胶带，编织带和强力锦纶带等。
（2）V带V带的截面形状为梯形，两侧侧工作表面，如图8.2b所示传动时v带与轮槽两侧面接触，在同样压紧力，。
的作用下，V带的摩擦力比平带大，传递功率也较大．儿结构紧凑，
（3）多楔带如图8.3所示，它是在平带基体上由多根v带组成的传动带多楔带结构紧凑，可传递很大的功率。
（4）圆形带横截面为圆形，如图8.4所示。
只用于小功率传动。
（5）同步带纵截面为齿形，如图8.5所示。
2．1．2带传动的特点和应用
带传动属于挠性传动，传动平稳，噪声小，可缓冲吸振。
过载时，带会在带轮上打滑，从而起到保护其他传动件免受损坏的作用。
带传动允许较大的中心距，结构简单，制造、安装和维护较方便，且成本低廉。
但由于带与带轮之间存在滑动，传动比不能严格保持不变。
带传动的传动效率较低，带的寿命一般较短，不宜在易燃易爆场合下工作。
一般情况F，带传动传动的功率P≤100kW，带速v=5～25m／s，平均传动比i≤5，传动效率为94％～97％c高速带传动的带速可达60～100mls，传动比i≤7。
同步齿形带的带速为40～50m／s，传动比i≤10，传递功率可达200kW，效率高达98％～99％。
2．1．3带传动的形式
带传动的主要形式及各种形式对各带型的适用性如表8．1所列。
应该注意v带传动一般均
8．2V带和带轮的结构
V带有普通V带、窄V带、宽V带、汽车V带和大楔角V带等。
其中以普通V带和窄V带应
用较广，本设计主要讨论普通V带传动。
2．1．4普通V带的结构和尺寸标准
标准V带都制成无接头的环形带，其横截面结构如图8.6所示。
V带由包布层、伸张层、强力层、压缩层组成。
强力层的结构型式有帘布结构（图8.6a）和线绳结构（图8.6b）两种。
帘布结构抗拉强度高，但柔韧性及抗弯曲强度不如线绳结构好。
线绳结构v带适用于转速高、带轮直径较小的场合。
v带和v带轮有两种尺寸制，即基准宽度制和有效宽度制，本书采用基准宽度制。
普通v带的尺寸已标准化，按截面尺寸由小至大的顺序分为Y、z、A、B、c、D、E7种型号（见
表8．2）。
在同样条件下，截面尺寸大则传递的功率就大。
v带绕在带轮上产生弯曲，外层受拉伸变长，内层受
压缩变短，两层之间存在一长度不变的中性层。
中性层面
称为节面，节面的宽度称为节宽6。
（见表8．2中插图）。
普
通v带的截面高度^与其节宽6．，的比值已标准化（为
0.7）。
v带装在带轮上，和节宽6．相对应的带轮直径称
为基准直径，用d。
表示，基准直径系列见表8．3。
v带在
规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为基
准长度k，它用于带传动的几何计算。
v带的基准长度
L。
已标准化，如表8．4所列。
注：
无长度修正系数的规格均无标准V带供货。
窄v带的截面高度h与其节宽b。
之比为0．9。
窄V带的强力层采用高强度绳芯。
按国家标准，窄v带截面尺寸分为SPZ、SPA、SPB、SPC四个型号（见表8．2）。
窄V带具有普通V带的特点，并且能承受较大的张紧力。
当窄v带带高与普通V带相同时，其带宽较普通V带约小1／3，而承载能力可提高1.5—2．5倍，因此适用于传递大功率且传动装置要求紧凑的场合。
普通v带和窄v带的标记由带型、基准长度和标准号组成。
例如，A型普通v带，基准长为1．400mm，其标记为
A—l400GB11544—89
又如，SPA型窄v带，基准长度为1250mm，其标记为
SPA一1250GB12730一91
带的标记通常压印在带的外表面上，以便选用识别。
2.1.5普通v带轮的结构
1.v带轮的设计要求
带轮应具有足够的强度和刚度，无过大的铸造内应力；质量小且分布均匀，结构工艺性好便于制造；带轮工作表面应光滑，以减少带的磨损。
当5m/s25/s时带轮则应进行动平衡。
2.带轮的材料
带轮材料常采用铸铁、钢、铝合金或工程塑料等，灰铸铁应用最广。
当带速v≤25m／s时采用HTl50：
当t=25—30m／s时采用HT200；当v≥25～45m／s时，则应采用球墨铸铁、铸钢或锻钢．也可采用钢饭冲压后焊接带轮：
小功率传动时带轮可采用铸铝或塑料等材料。
3.带轮的结构
带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。
轮槽尺寸见表8．5
表8.5基准宽度制V带轮的轮槽尺寸
注：
槽间距e的极限偏差适用于任何两个轮槽对称中心面的距离，不论相邻还是不相邻。
V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：
（1）S型——实心带轮，如图8．7a所示；P型——腹板带轮，如图8．7b所示；（3）H型——孔板带轮，如图8．7c所示；（4）E型——椭圆轮辐带轮，如图8．7d所示。
每种型式还根据轮毂相对于腹板（轮辐）位置的不同分为I，Ⅱ，
，
等几种，如图8．7所示。
图8.7V带轮的结构
V带轮的结构及腹板（轮辐）厚度的确定可参阅有关设计手册。
2.1.6带传动的工作能力分析
一带传动的受力分析
为保证带传动正常工作，传动带必须以一定的张紧力紧套在带轮上。
当传动带静止时，带两边承受相等的拉力，称为初拉力Fo，如图8．8a所示。
当传动带传动时，由于带与带轮接触面间摩擦力的作用，带两边的拉力不再相等，如图8．8b所示。
绕入主动轮的一边被拉紧，拉力由Fo增大到F1，称为紧边；绕人从动轮的一边被放松，拉力由Fo减少为F2，称为松边。
设环形带的总长度不变，则紧边拉力的增加量F1-Fo应等于松边拉力的减少量Fo—F2，即
Fo=1/2（F1+F2）（8.l）
带两边的拉力之差，称为带传动的有效拉力。
实际上F是带与带轮之间摩擦力的总和，在最大静摩擦力范围内，带传动的有效拉力F与总摩擦力相等，F同时也是带传动所传递的圆周力，即
F=F1一F2（8.2）
带传动所传递的功率为
P=Fv/1000
式中P为传递功率，单位为kW；F为有效圆周力，单位为N；v为带的速度，单位为m／s。
在一定的初拉力Fo作用下，带与带轮接触面间摩擦力的总和有一极限值。
当带所传递的圆周力超过带与带轮接触面间摩擦力总和的极限值时，带在带轮上将发生明显的相对滑动，这种现象称为打滑。
带打滑时从动轮转速急剧下降，使传动失效，同时也加剧了带的磨损，因此应避免出现带打滑现象。
当传动带与带轮表面间即将打滑，摩擦力达到最大值，即有效圆周力达到最大值。
此时，忽略离心力的影响，紧边拉力F1和松边拉力F2之间的关系可用欧拉公式表示，即
F1/F2=efα
式中F1、F2分别为带的紧边拉力和松边拉力，单位为N；e为自然对数的底，e≈2．718；f为带与带轮接触面间的摩擦系数（V带用当量摩擦系数fv代替f，fv=f/sinφ/2）；a为包角，即带与小带轮
接触弧所对的中心角，单位为rad。
由式（8．1）、式（8．2）和式（8．4）可得
F=2Foefα-1/efα+1（85）
上式表明，带所传递的圆周力F与下列因素有关：
（1）初拉力F0F与F0成正比，增大初拉力Fo，带与带轮问正压力增大，则传动时产生的摩擦力就越大，故F越大。
但F0过大会加剧带的磨损，致使带过快松弛，缩短其工作寿命。
（2）摩擦系数ff越大，摩擦力也越大，F就越大。
f与带和带轮的材料、表面状况，工作环境条件等有关。
（3）包角aF随a的增大而增大。
因为增加a会使整个接触弧上摩擦力的总和增加，从而提高传动能力。
因此水平装置的带传动，通常将松边放置在上边，以增大包角。
由于大带轮的包角α2大于小带轮的包角α1，打滑首先在小带轮上发生，所以只需考虑小带轮的包角α1。
联立式（8．2）和式（8．4），可得带传动在不打滑条件下所能传递的最大圆周力为
Fmax=F1（1-1/efα1）（86）
二带传动的应力分析
带传动工作时，带中的应力由以下三部分组成：
1．由拉力产生的拉应力
紧边拉应力σ1=F1/A
松边拉应力σ2=F2/A
式中A为带的横截面面积。
2．由离心力产生的离心拉应力σ．
工作时，绕在带轮上的传动带随带轮作圆周运动，产生离心拉力Fc，Fc的计算公式为
Fc=qv2
式中q为传动带单位长度的质量，单位为kg/m，各种型号V带的q值见表86；v为传动带的速度单位为m／s。
Fc作用于带的全长上，产生的离心拉应力为
σc=Fc/A=qv2/A
表8.6基准宽度制V带每米长的质量q及带轮最小基准直径
3弯曲应力σb
传动带绕过带轮时发生弯曲，从而产生弯曲应力。
由材料力学得带的弯曲应力为
式中E为带的弹性模量，单位为MPa；h为带的高度,单位为mm；d为带轮直径，单位为mm，对于v带轮，则为其基准直径。
弯曲应力σb只发生在带上包角所对的圆弧
部分h越太、d越小，则带的弯曲应力就越大，故一般σb1>σb2（σb1为带在小带轮上部分的弯曲应力，σb2为带在大带轮上部分的弯曲应力）。
因此为避免弯曲应力过大，小带轮的直径不能过小。
带在工作时的应力分布情况如图8．9所示。
由此可知带是在变应力情况下工作的，故易产生疲劳破坏。
当带在紧边进入小带轮时应力达到最
大值，其值为
σmax=σ1+σc+σb1
为保证带具有足够的疲劳寿命，应满足
σmax=σ1+σc+σb1≤[σ]（8.7）
式中[σ]为带的许用应力。
[σ]是在α1=α2=180°、规定的带长和应力循环次数、载荷平稳等条件下通过试验确定的。
三带传动的弹性滑动和传动比
传动带是弹性体，受到拉力后会产生弹性伸长，伸长量随拉力大小的变化而改变。
带由紧边绕过主动轮进入松边时，带内拉力由F1减小为F2，其弹性伸长量也由δ1减δ2这说明带在绕经带轮的过程中，
相对于轮面向后收缩了△δ（△δ=δ1-δ2），带与带轮轮面间出现局部相对滑动，导致带的速度逐渐小于主动轮的圆周速度，如图8．10所示。
同样，当带由松边绕过从动轮进入紧边时，拉力增加，带逐渐被拉长，沿轮面产生向前的弹性滑动，使带的速度逐渐大于从动轮的圆周速度。
这种由于带的弹性变形而产生的带与带轮间的滑动称为弹性滑动。
弹性滑动和打滑是两个截然不同的概念。
打滑是指过载引起的全面滑动，是可以避免的。
而弹性滑动是由拉力差引起的，只要传递圆周力，就必然会发生弹性滑动，所以，弹性滑动是不可避免的。
带的弹性滑动使从动轮的圆周速度v2低于主动轮的圆周速度v1,其速度的降低率用滑动率ε表示，即小为
式中n1、n2：
分别为主动轮、从动轮的转速，单位为r/min；d1、d2分别为主动轮、从动轮的直径，单位为mm，对V带传动则为带轮的基准直径。
由上式得带传动的传动比为从动轮的转速为
因带传动的滑动率e=0.01～0.02，其值很小，所以在一般传动计算中可不予考虑。
2.1.7V带传动的设计
一带传动的失效形式和设计准则
由带传动的工作情况分析可知，带传动的主要失效形式为打滑和带的疲劳破坏（如脱层、撕裂或拉断）等。
因此，带传动的设计准则是：
在传递规定功率时不打滑，同时具有足够的疲劳强度和一定的使用寿命，即满足于式（86）和式（8．7）。
二单根V带传递的功率
在包角a=180°、特定带长、工作平稳的条件下，单根普通V带的基本额定功率P0见表8．7～817。
空、轻载起动：
电动机（交流起动、△起动、直流并髓），4缸以上的内燃机，装有离心式离合机。
重载起动：
电动机（联机交流起动、直流复励或串励），4缸以下的内燃机；反复起动正反转频繁、工作条件恶劣等场合，KA应乘l2；增速传动时n应乘下列系数：
增速比1.25～1.741.75～2.492.5～3.4≥3.5
系数1.051.111.181.28
表8.7Y7型单根V带的基本额定功率
三选择v带的型号
根据计算功率Pc和主动轮转速n1，由图8．12选择V带型号。
当所选的坐标点在
名
图8.12普通V带选型图
2．2设计条件
已知电动机的额定功率p=10kw，转速n1=1480r/min从动轴转速n2=650，中心距约为1082，每天工作20小时。
2.2.1确定计算功率Pc。
由已知KA=1.8。
由式得
Pc=KAP=1.8×10=13。
2.2.2选取普通V带型号。
根据Pc=18，n1=1480,所以选取B型普通V带。
2.2.3确定带轮基准直径dd1,dd2.
由已知dd1=160且dd1=160>ddmin=125
大带轮直径dd2=n1/n2dd1=1480/650×160=364.3
由已知选取标准值dd2=375则实际传动比i
从动轮的实际转速分别为i=dd2/dd1=375/160=2.34
n2=n1/i=1480/2.34=643.4
从带轮转速误差（643.4-650）/650×100%=-1.0%
在±5%以内为允许值。
2.2.4验算带速V。
V=3.14dd1n1/（60×1000）=3.14×160×1480/60×1000=12.39
带速在5——30n/s范围内
2.2.5确定带动基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距a0=1082
L0=2a0+3.14/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2×1082+3.14/2×（160+375）+（375-160）2/4×1082
=3014.63
由已知选取基准长度Ld=3150
实际中心距a为
a=a0+（Ld-L0）/2
=1082+（3014.63-3150）/2
=1149.5
中心距a的变动范围为
amin=a-0.012Ld
=1149.5-0.012×3150=1118
amax=a+0.024Ld
=1149.5+0.024×3150=1212.5
2.2.6验算小带轮包角α1
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.3
=1800-（375-160）/1149.5×57.30
=170.03
2.2.7确定V带根数Z
Z≥Pc/（Po+ΔPo）KaKL
根据dd1=160.n1=1480得P0=3.64+（3.86-3.64）（1480-1460）/（1600-1460）
P0=3.6714
功率增量ΔP0=Kbn（1-1/KI）
ΔP0=0.47
Z=18X1.07X0.97/（3.67+0.47）Z=5
3轴的设计
3.1轴的基本知识
轴是组成机器的重要零件之一，轴的主要功用是支承旋转零件、传递转矩和运动。
轴工作状置的好坏直接影响到整台机器的性能和质量。
根据轴的承载性质不同可将轴分为转轴、心轴、传动轴三类。
工作时既承受弯矩又承受转矩的轴称为转轴（见图14．1）。
转轴是机器中最常见的轴，通常简称为轴。
用来支承转动零件，只承受弯
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