變速器設(shè)計分析說明書正文

...wd......wd......wd...第1章變速器主要參數(shù)的計算及校核學(xué)號：15最高車速：=113Km/h發(fā)動機功率：=65.5KW轉(zhuǎn)矩：=206.5Nm總質(zhì)量：ma=4123Kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=2200r/min車輪：R16〔選6.00R16LT〕1.1設(shè)計的初始數(shù)據(jù)表1.1根本數(shù)據(jù)最高車速〔Km/h〕發(fā)動機率〔Kw〕額定轉(zhuǎn)矩總質(zhì)量〔Kg〕轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速〔r/min〕主減速器傳動比車輪半徑〔mm〕11365.5206.5412322004.36337車輪：R16〔選6.00R16LT〕查GB/T2977-2008r=337mm1.2變速器傳動比確實定確定Ι檔傳動比：汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于抑制輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：=〔1.1〕式中：----作用在汽車上的重力，；----汽車質(zhì)量；----重力加速度，；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，；—主減速器傳動比，；—傳動系效率，；—車輪半徑，；—滾動阻力系數(shù)，對于貨車??；—爬坡度，30%換算為。則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為：=〔1.2〕驅(qū)動輪與路面的附著條件：〔1.3〕----汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷；取綜上可知：取其他各檔傳動比確實定：按等比級數(shù)分配原則：〔1.4〕式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：，，，=高檔使用率比擬高，低檔使用率比擬低，所以可使高檔傳動比擬小，所以取其他各擋傳動比分別為：=；；1.3中心距A1.3.1初選中心距可根據(jù)下述經(jīng)歷公式〔1.5〕式中：—變速器中心距〔mm〕；—中心距系數(shù)，商用車：；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩〔N.m〕；—變速器一擋傳動比，；—變速器傳動效率，取96%；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，。則，初選中心距。1.3.2變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸:mm。1.4齒輪參數(shù)及齒輪材料的選擇1.4.1齒輪模數(shù)同步器與嚙合套的接合齒多采用漸開線齒形。出于工藝性考慮，同一變速器的接合齒采用同一模數(shù)。輕中型貨車為2.0-3.5，選取較小的模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。變速器一檔及倒檔模數(shù)為3.5mm，其他檔位為3.0。1.4.2齒形、壓力角及螺旋角根據(jù)劉維信的《汽車設(shè)計》表6-3汽車變速器齒輪的齒形，壓力角及螺旋角分別為：表1.2齒形壓力角螺旋角GB135678規(guī)定的標準齒形選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一，第二軸上的斜齒輪一律取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。1.4.3齒寬通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.4～8.0，小齒輪取8.0大齒輪取7.0；斜齒，取為7.0～8.6，小齒輪取8.0大齒輪取7.0。一檔及倒檔小齒輪齒寬mm大齒輪齒寬;其他檔位小齒輪齒寬mm大齒輪齒寬。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取2.5mm。1.4.4齒頂高系數(shù)一般規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。1.4.5齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用以下值：時滲碳層深度0.8～1.2時滲碳層深度0.9～1.3時滲碳層深度1.0～1.3外表硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；外表硬度HRC48～53[12]。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高外表硬度，細化材料晶面粒[13]。1.5一檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算圖3.1中間軸式五檔變速器簡圖1.5.1一擋齒輪參數(shù)的計算中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12-14，取，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為〔1.6〕為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，〔1.7〕==51.25取51即=-=51-12=39對中心距進展修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。理論中心距：==95.59mm〔1.8〕對一擋齒輪進展角度變位：端面壓力角：tan=tan/cos〔1.9〕=21.29°端面嚙合角：cos=〔1.10〕=21.9°由表14-1-21查得：齒輪齒數(shù)之比變位系數(shù)之和〔1.11〕=0.117查圖14-1-4選擇變位系數(shù)線圖〔，〕，可知，則計算準確值：A=〔1.12〕當量齒數(shù)根據(jù)齒形系數(shù)圖可知一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑=3.5×39/cos21.61°=146.39mm=3.5×12/cos21.61°=45.17mm中心距變動系數(shù)=〔96-95.59〕/3.5=0.117齒頂變動系數(shù)=0.117-0.1171=-0.0001齒頂高=2.835mm=4.57mm齒根高=5.04mm=3.3mm齒高=7.875mm齒頂圓直徑=152.06mm=54.31mm齒根圓直徑=136.31mm=38.57mm1.5.2一擋齒輪強度的計算齒輪彎曲應(yīng)力的計算圖3.2齒形系數(shù)圖斜齒輪彎曲應(yīng)力〔1.13〕式中：—計算載荷〔N·mm〕；—法向模數(shù)〔mm〕；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角；—應(yīng)力集中系數(shù)，；—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖2.1中查得；—齒寬系數(shù)；—重合度影響系數(shù)，?！?〕計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力，。2.齒輪接觸應(yīng)力的計算〔1.14〕式中：—輪齒的接觸應(yīng)力〔MPa〕；—計算載荷〔N.mm〕；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角〔°〕，—齒輪螺旋角〔°〕；—齒輪材料的彈性模量〔MPa〕；—齒輪接觸的實際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。彈性模量=2.06×105N·mm-2，大齒輪齒寬=7×3.5=24.5mm小齒輪齒寬21mm。表1.3變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪齒輪類型一擋和倒擋常嚙合齒輪和高擋滲碳齒輪1900～20001300～1400液體碳氮共滲齒輪950～1000650～700〔1〕計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力mmmm==1.5.3一擋齒輪受力的計算N1.6常嚙合齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算1.6.1常嚙合齒輪參數(shù)的計算求出常嚙合傳動齒輪的傳動比〔1.15〕=因常嚙合傳動齒輪副的中心距與一擋齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相等，初選=，即〔1.16〕〔1.17〕=由式〔1.15〕、〔1.17〕得，，則：=表1.4對常嚙合齒輪進展角度變位理論中心距〔mm〕端面壓力角〔〕端面嚙合角〔〕變位系數(shù)準確值〔〕當量齒數(shù)齒形系數(shù)97.321.118.90.188-0.61819.3826470.1520.118表1.5常嚙合齒輪參數(shù)〔mm〕分度圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂高變動系數(shù)齒頂高齒根高69.96124.02-0.4560.0283.472.064.1865.6全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑6.6676.9128.1461.59122.811.6.2常嚙合齒輪強度的計算表1.6常嚙合齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力〔〕接觸應(yīng)力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕122.44149.8913.4423.83743.14724.461.6.3常嚙合齒輪受力的計算表1.7常嚙合齒輪的受力圓周力〔N〕徑向力〔N〕軸向力〔N〕5210.635332.22164.762057.331917.611875.671.7二檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算1.7.1二檔齒輪參數(shù)的計算二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪一樣，初選〔1.18〕=〔1.19〕=由式〔1.18〕、〔1.19〕得，則，=表1.8對二檔齒輪進展角度變位理論中心距〔mm〕端面壓力角〔〕端面嚙合角〔〕變位系數(shù)準確值〔〕當量齒數(shù)齒形系數(shù)95.4521.4322.250.35-0.18321.9951240.150.17表1.9二檔齒輪參數(shù)〔mm〕分度圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂高變動系數(shù)齒頂高齒根高129.461.470.183-0.01593.052.52.74.3全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑5.748135.51666.47124.0252.8741.7.2二擋齒輪強度的計算表1.10二檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力〔〕接觸應(yīng)力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕198.3423625.7312.221030.771057.371.7.3二擋齒輪受力的計算表1.11二檔齒輪的受力圓周力〔N〕徑向力〔N〕軸向力〔N〕10223.7610758.094013.074222.84128.594344.361.8三檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算1.8.1三檔齒輪參數(shù)的計算〔1〕三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪一樣，初選〔1.20〕〔1.21〕=由式〔1.20〕、〔1.21〕得，則，=表1.12對三檔齒輪進展角度變位理論中心距〔mm〕端面壓力角〔〕端面嚙合角〔〕變位系數(shù)準確值〔〕當量齒數(shù)齒形系數(shù)96.1421.5721.35-0.2920.21122.9944320.1250.162表1.13三檔齒輪參數(shù)〔mm〕分度圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂高變動系數(shù)齒頂高齒根高110.8081.47-0.047-0.03443.742.233.1174.626全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑6.85118.3285.92104.5772.221.8.2三檔齒輪強度的計算表1.14三檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力〔〕接觸應(yīng)力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕15721522.3616.44898.7861.461.8.3三擋齒輪受力的計算表1.15三檔齒輪的受力圓周力〔N〕徑向力〔N〕軸向力〔N〕7714.448117.093050.083209.2832733443.821.9四檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算1.9.1四檔齒輪參數(shù)的計算〔1〕四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪一樣，初選〔1-22〕=〔1-23〕=由〔1-22〕和〔1-23〕得，，則：表1.16對四檔齒輪進展角度變位理論中心距〔mm〕端面壓力角〔〕端面嚙合角〔〕變位系數(shù)準確值〔〕當量齒數(shù)齒形系數(shù)96.8721.7220.370.35-0.7324.6842430.1760.144表1.17四檔齒輪參數(shù)〔mm〕分度圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂高變動系數(shù)齒頂高齒根高91.94101.79-0.29-0.0934.332.684.85.95全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑9.13100.56107.1582.3489.891.9.2四檔齒輪強度的計算表1.18四檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力〔〕接觸應(yīng)力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕122.69195.9218.8420.85754.17773.611.9.3四擋齒輪受力的計算表3.19四檔齒輪的受力圓周力〔N〕徑向力〔N〕軸向力〔N〕6174.246496.72459.712588.182747.652891.151.10倒檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算1.10.1倒檔齒輪參數(shù)的計算倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋一樣，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21-23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=14，則：=mm〔1-24〕倒擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑=3.5×14=49mm齒頂高mm齒根高=4.375mm齒高=7.875mm齒頂圓直徑=56mm齒根圓直徑=40.25mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干預(yù)，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙：間隙取5mm。0=133mm=36計算倒擋軸和第二軸的中心距=103.25mm表1.20倒檔齒輪參數(shù)〔mm〕分度圓直徑齒頂高齒根高12680.53.53.54.3754.375全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑7.87513387.5117.2571.751.10.2倒檔齒輪強度的計算1彎曲應(yīng)力2接觸應(yīng)力mm=表1.22倒檔齒輪的接觸應(yīng)力與彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力〔〕接觸應(yīng)力〔〕〔〕〔〕〔mm〕〔mm〕〔〕〔〕405.7409.6122.1413.761401.811742.681.10.3倒擋齒輪受力的計算表1.23倒檔齒輪的受力圓周力〔N〕徑向力〔N〕12190.33115.52第二章軸及軸上支承的計算及其校核2.1軸承的選擇及壽命驗算2.1.1滾針軸承的選擇及壽命驗算1.輸出軸五檔齒輪滾針軸承的選擇對貨車軸承壽命要求是25萬km，由劉維信汽車設(shè)計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hh由r/minKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.1五檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型40483045.286.86300900030.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。根據(jù)速比極差計算各檔轉(zhuǎn)速：========即r/minr/minr/minr/min2.輸出軸四檔齒輪滾針軸承的選擇由劉維信汽車設(shè)計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.2四檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油/gK型35423037.872.57000100006230.142.3軸承壽命驗算：由故所選軸承合格。3.輸出軸三檔齒輪滾針軸承的選擇由劉維信汽車設(shè)計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.3三檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型3846304482.567009500---30.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。4.輸出軸二檔齒輪滾針軸承的選擇由劉維信汽車設(shè)計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.4二檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型50583049.8105500070009530.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。5.輸出軸一檔齒輪滾針軸承的選擇由劉維信汽車設(shè)計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知hKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知KN根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.5一檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型50583050.8108500070009530.142.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。6.倒檔齒輪滾針軸承的選擇hKN根據(jù)式〔7-2-1〕查表7-2-31~表7-2-26可知根據(jù)式〔7-2-6〕查表〔7-2-29〕KN查表〔7-2-31〕KN查表〔7-2-85〕選擇滾針軸承：表2.6倒檔滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型30352726.855.88000120003327.141.7軸承壽命驗算：由h故所選軸承合格。倒檔軸齒輪11，,12表2.7倒檔齒輪滾針軸承參數(shù)根本尺寸根本額定載荷極限轉(zhuǎn)速質(zhì)量軸承代號安裝尺寸脂油K型40483045.286.863009000---30.142.72.1.2圓錐滾子軸承的選擇及壽命驗算1.第二軸兩端軸承的選擇初選軸承型號32206和32308因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。NN根據(jù)力的徑向平衡條件有：NN軸承的轉(zhuǎn)速為352r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力：NN因為,軸系有向右移動的趨勢，由于軸承1被軸承蓋頂住而壓緊，所以軸承I被“壓緊〞，軸承II被“放松〞。所以被“壓緊〞的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即軸承I：NKN軸承II：NKN軸承的名義壽命L〔以轉(zhuǎn)為單位〕由h故所選軸承合格。中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇：初選軸承型號32308和32306因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。NN根據(jù)力的徑向平衡條件有：NN軸承的轉(zhuǎn)速為1137r/min計算兩軸承壽命：附加軸向力：NN因為所以軸承I被“壓緊〞，軸承II被“放松〞。所以被“壓緊〞的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即軸承I：NKN軸承II：NN軸承的名義壽命L〔以轉(zhuǎn)為單位〕由h故所選軸承合格。故所選軸承合格。2.2軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視構(gòu)造不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和外表光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，外表光潔度不低于▽8[15]。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋局部不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少[17]。2.3軸的校核計算2.3.1初選軸的直徑中間軸式變速器中心距=96mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵局部直徑〔mm〕可按式〔5.1〕初選〔2.1〕式中：—經(jīng)歷系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩〔N.m〕。第一軸花鍵局部直徑=23.64~27.19mm取25mm；第二軸最大直徑=43.2~57.6mm取50mm；中間軸最大直徑=43.2~57.6mm取=50mm第二軸：；第一軸及中間軸：第二軸支承之間的長度=238~287.77mm；中間軸支承之間的長度=287.77～325.5mm，第一軸支承之間的長度=138.88～156.25mmd35d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31圖2.3軸的尺寸圖2.3.2軸的剛度校核假設(shè)軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式〔2.2〕、〔2.3〕、〔2.4〕計算〔2.2〕〔2.3〕〔2.4〕式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力〔N〕；—齒輪齒寬中間平面上的圓周力〔N〕；—彈性模量〔MPa〕，=2.06×105MPa；—慣性矩〔mm4〕，對于實心軸，；—軸的直徑〔mm〕，花鍵處按平均直徑計算；、—齒輪上的作用力距支座、的距離〔mm〕；—支座間的距離〔mm〕。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為mm，mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。圖2.4第二軸受力分析〔1〕第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算?！?〕二軸的剛度一檔時N，Nmm，mm，mmmm〔2.5〕mmmm〔2.6〕mmmmmmmm〔2.7〕radrad(2.8)二檔時N，Nmm，，mmmmmmmm0.=0.0745mmmmmmradrad三檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad四檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad倒檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad〔3〕中間軸剛度圖2.5中間軸受力分析一檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad二檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad三檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad四檔時N，Nmm，，mmmmmmmmmmmmmmmmradrad2.3.3軸的強度校核〔1〕第二軸的強度校核圖2.6第二軸剪力圖與彎矩圖一檔時撓度最大，最危險，因此校核。水平面：1〕求水平面內(nèi)支反力、由平衡方程得A與B端得支反力分別為：N〔2.9〕N〔2.10〕2〕建設(shè)剪力與彎矩方程由于在截面C處作用有集中載荷，故應(yīng)以該截面為分界面，將梁劃分為AC與CB兩段，分段建設(shè)剪力與彎矩方程。對于AC段，選A點為原點