基于ProE的CK5235主工作臺變速箱設(shè)計(jì)

畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）論文題 基于Pro/E的CK5235主工作臺變速箱設(shè) 學(xué)生姓 專業(yè)班 指導(dǎo)教 總評成 Abstract第一章緒 數(shù)控車床的工作原理和構(gòu) CK5235系列數(shù)控雙柱立式車 第二 立式車床總體設(shè) 2·1機(jī)床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)介 2·2主傳動系統(tǒng)的構(gòu)造設(shè) 2·3機(jī)床設(shè)計(jì)的環(huán) 2·4機(jī)床總體布 第三章主變速箱總體設(shè) 傳動方案的比較和選擇 電動機(jī)的選 計(jì)算傳動裝置總傳動比和分派各級傳動 齒輪的選擇和齒數(shù)的擬 雙柱立式車床主軸箱傳動原理 第四 主變速箱的具體設(shè) V帶的設(shè)計(jì)選 齒輪的設(shè)計(jì)與校 軸及軸上零件的設(shè)計(jì)校 變速箱的密封與潤 總 致 參考文 CK5235雙柱立式C5240車床含有操縱方便，構(gòu)造合理等優(yōu)點(diǎn)?！竞诵脑~】：CK5235雙柱立式車床主變速箱ThisdesignfirstthestructureandcompositionofmachinesimplyintroducesandCK5235doublecolumnverticallatheintroducedthestructureandtheworkingprincipleofmachinetools,animportantpartofthemaintransmissioninoverall:machinetooldesignanddetaileddesign.Machineistypicalofthemodernelectromechanicalintegrationtechnology,toimprovetheproductqualityandmachiningpartsprocessingefficiencyhasgoodeffect.Inthisdesign,themaincompletedtheoveralldesignofthemachineandthedetaileddesigngearbox.Theoveralldesignofthemachinetool,theappearanceofmachinetools,layoutstructuredesign.Inthemaingearboxdetaileddesign,thedesignoftransmissionsystemanddeterminethetransmissionscheme,maintransmissionspeedregulatingmode;Thenthespindleboxtothetransmissiongears,transmissionshafthascarriedonthepreliminarydesignandthedetaileddesign,gotmorereasonabledesignresults,completedthemachineassignmentLordgearbox.DesignC5240lathewithmanipulationconvenient,reasonablestructure,etc.Keyword:CK5235doublecolumnverticallathemaingearboxdetailed①1949（MIT）和巴森茲公司（PasronCo）共同研究，1952第一代數(shù)控系統(tǒng)：19521959第二代數(shù)控系統(tǒng)：1959第三代數(shù)控系統(tǒng)：1965第五代數(shù)控系統(tǒng)：1974化的同時，出現(xiàn)了一次裝夾可完畢多道工序的數(shù)控加工中心（MachineCenter）CAD60（Direct-Nc-DNC）系統(tǒng)。（FMC（CIMS（參考文獻(xiàn)《數(shù)字控制技術(shù)與數(shù)控機(jī)床》1-1：（1-（參考《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》CK5235重要規(guī)格和技術(shù)參數(shù)（1-（1-0.63-0.5-0.4-0.315-0.1-0.25-D1=工作臺直徑D2=最大車削直徑H=最大車削高度L=工作臺載重量P=主電機(jī)功率MD=工作臺最大扭 N=工作臺轉(zhuǎn) S=刀架進(jìn)給 Z=滑枕行機(jī)床的外觀（1-(5235立式車床第二 立式車床總體設(shè)2·12·1·1主傳動系統(tǒng)的分2·1·2主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的普通原②傳動次序與擴(kuò)大次序相一致的原則（前密后疏原則2·22·2·1主傳動系統(tǒng)構(gòu)造選⑴集中傳動式多數(shù)機(jī)床都是采用集中傳動式布局。其優(yōu)點(diǎn)是：構(gòu)造緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操縱，箱體數(shù)少，在機(jī)床上安裝調(diào)節(jié)方便。缺點(diǎn)是：傳動機(jī)構(gòu)的振動和發(fā)熱⑵分離傳動式某些高速，精密機(jī)床的主傳動采用分離傳動式布局，其優(yōu)點(diǎn)是：2·2·2變速方式的選⑴機(jī)械摩擦無級變速器。其構(gòu)造簡樸，使用可靠，慣用在中小型車床、銑床等主⑵液壓無級變速裝置。其傳動平穩(wěn)、運(yùn)動換向沖擊小，易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動，慣用⑶電氣無級變速裝置。其有直流電動機(jī)和交流電動機(jī)兩種，由于能夠大大簡化機(jī)2·312擬定方案時要注意盡量采用先進(jìn)的工藝和創(chuàng)新的構(gòu)造，盡量采用新的先進(jìn)技術(shù)，3、技術(shù)設(shè)計(jì)（含工程設(shè)計(jì)⑴、重要技術(shù)指標(biāo)設(shè) 重要技術(shù)指標(biāo)設(shè)計(jì)是后續(xù)設(shè)計(jì)的前提和根據(jù)★用 指機(jī)床的工藝范疇，涉及加工對象的材料、質(zhì)量、形成及尺寸等★生產(chǎn) 涉及加工對象的種類、批量及所規(guī)定的生產(chǎn)率 ★重要參 即擬定機(jī)床的主參數(shù)和基本參數(shù)★驅(qū)動方 機(jī)床的驅(qū)動方式有電動機(jī)驅(qū)動和液壓驅(qū)動 ⑵、總體方案設(shè) 總體方案設(shè)計(jì)涉及下面幾 ★基本參數(shù)設(shè) 涉及尺寸參數(shù)、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)設(shè)計(jì)★傳動系統(tǒng)設(shè) 涉及傳動方式、傳動原理圖及傳動系統(tǒng)圖設(shè)計(jì) ★控制系統(tǒng)設(shè) 涉及控制方式及控制原理、控制系統(tǒng)圖設(shè)計(jì) ★技術(shù)設(shè) 涉及擬定構(gòu)造原理方案、裝配圖設(shè)計(jì)、分析計(jì)算或優(yōu)化★施工設(shè) 涉及零件圖設(shè)計(jì)、商品化設(shè)計(jì)、編制技術(shù)文檔等⑹、機(jī)床整機(jī)綜合評 對所設(shè)計(jì)的機(jī)床進(jìn)行整機(jī)性能分析和綜合評價(jià)42·4②確保所采用的工藝辦法能實(shí)現(xiàn)所規(guī)定的工件和刀具之間相對位置關(guān)系和相對運(yùn)動關(guān)系。1（一）（二）（三）（四）★提高機(jī)床傳動精度——★框架式構(gòu)造——★減少振動和考慮熱變形對加工精度的影響——（五）（六）2，——第三章慣用的兩種減速器的類型和特點(diǎn)（文獻(xiàn)[1]P42-（3-1慣用的減速器類型d=mz

（圖3- 傳動原理圖根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、速度變化范疇和啟動頻繁程度等規(guī)定，考慮電動機(jī)的溫升限0.8～0.9其功率因數(shù)將變壞，并使按電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩校驗(yàn)強(qiáng)度的生產(chǎn)機(jī)械造價(jià)提高。ZC（文獻(xiàn)[2]P35-根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：n計(jì)=最高速/（機(jī)械比*調(diào)磁比i=1:4（有級變速。與此同時，根據(jù)文獻(xiàn)[3]P22-1451:21:4。為磁通）.能夠根據(jù)經(jīng)驗(yàn)擬定，調(diào)磁比=1:3.5。同時，由于調(diào)速范疇為：31.5/0.315=100=4*3.5*=1:7.1 計(jì)算轉(zhuǎn)速：n計(jì)D 電機(jī)的功率為：P=Tn/9550=11.3*105*3.577/9550=48.60kw（TD 將η0.85，則能夠粗算其額定功率為：P額①型號：ZC-315/10S，額定功率：125kw，轉(zhuǎn)速范疇②型號：ZC-250/02S，額定功率：55kw，轉(zhuǎn)速范疇55kw，Mn=203kg·m，n=85～600～由此能夠看出，機(jī)械比=iⅠ/iⅡ=42/170=1:4.05≠1:4?！喔鶕?jù)機(jī)械比：iⅠ:iⅡ=42:iⅡ=1:4，能夠算出：iⅡ=168再列出方程式進(jìn)行倒推：n低=χ*（1/iⅡ）=0.5，能夠算出：χ=84r/min125kw，Mn=100KN·m，nn=84～600～2100r/miniⅠ=42，Y、Z、a、b，通過計(jì)算可得第一檔：i12=2.00,i23=0.768,i34=1.272,i45=1.59,1:4，266.68第二檔：i12=2.00,i23=2.712,i34=1.272,i45=1.59,i57=15.31則能夠按照比例擬定：i12=1.80，i57=10.40。因此第一檔：i12=1.80i23=0.8i34=1.5i45=1.87i57=10.40；第二檔：i12=1.80,i23=3.2,i34=1.5,i45=1.87,i57=10.40根據(jù)第一套方案：i12=2.00i23=0.678i34=1.272i45=1.59i57=15.31第一檔：選擇,Z2=32*2.00=64∴,Z5=40*0.678=27∴,Z8=42*1.272=53∴Z10=30,則Z11=30*1.59=48, ∴i45=48/30；Z12=28,則Z13=28*16.74=429,∴第二檔：選擇Z3=20 則Z6=20*0.67*4=54,∴i23=54/20根據(jù)第二套方案：i12=1.80i23=0.8i34=1.5i45=1.87i57=10.40第一檔：選擇,Z2=36*1.80=65∴,Z5=46*0.80=37∴,Z8=40*1.5=60∴Z10=30,則Z11=30*1.87=56, ∴i45=56/30；Z12=30,則Z13=30*10.40=312,∴第二檔：選擇Z3=20 則Z6=20*0.80*4=64 ∴i23=64/20根據(jù)第一套方案根據(jù)第二套方案從電機(jī)軸計(jì)算各軸的傳遞轉(zhuǎn)矩T=9550*P額/nj=9550*55/596.360=880.76根據(jù)第一套方案根據(jù)第二套方案100000N·m將背面計(jì)算中需要用到的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行單位換算（分別乘以9.8）可得：M1=874.47N·m,M2=1499.96N·m,M3=4559.88N·m,M4=6497.83N·m，M5=11522.81N·m，M7=113845.41N·m。計(jì)算各軸的輸入功率(P電 PⅢ=49.64*0.95=47.16kwPⅣ=47.16*0.95=44.80kwPⅤ=44.80*0.95=42.56kw（圖3- 軸的空間布置簡圖（工作臺）根據(jù)前面的設(shè)計(jì)方案以及選定的齒輪齒數(shù)繪制出主軸箱的傳動原理圖。（圖3- 主軸箱的傳動原理圖 第四 主變速箱的具體設(shè)VVVVVP=55kw，n1=2100r/min,i=1，8VPca，n18-11cdddd18-68-8，v。按式（8-13）v=

5m/s＜v＜30m/s8-8，Va20由式8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=mm3）按式（8-23）a0a1=180°-（dd2-1）VPrdd1=250mmn1=2100r/min,8-4a8-5Ka=1.00，8-2KL=0.88，于是2)VZZ=Pca/Pr=60.5/8.43=7.128V8-33Cq=0.3kg/m(F0)min=500*（2.5-（57（文獻(xiàn)[5]P20810-8HBS2=162-217（文獻(xiàn)[6]P16-6316.2-14）4)Z1=36，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 即d1t≥2.32*

2KT(u1)Zt u[σt Kt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=8.65*108/(65/36)=4.79*10810-191%S=1，由式（10-得d1td1t≥2.32

V=d1t

60模數(shù):mt=d1t/Z1=178.13/36=4.948K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd2)Φd2+0.23*10‐3b10-13KFβ=1.43；10-3KHa=KFa=1.110-2故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）d1=d1t·

K=178.13·Kt

計(jì)算模數(shù) nZnZ2[бd 10-510-510-20бFE1=450Mpa；大齒輪的彎曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.26*1.74/212.307=0.018522（大齒輪的數(shù)值大mn≥

2*2.0842*874470*

mn不小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)mn=4mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。d2=Z2·mn=65*4=260mmb1=140mm，b2=136mm；Φd1=140/144，Φd2=136/260。以小齒輪的寬度b1=140mm已知：K=2.0842，F(xiàn)t=2T1/d1=12148.61N，YFa=2.49，YSa=1.64,mn=4,齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：бF=KFtYFaYSa/bm=2.0842*12148.61*2.49*1.64/(140*4)≤[бF]=315Mpa1140*144140*144同理，b14=120mm（辦法同上） ，b8=60mmdf2=d2-2.5ha=260-徑向力圓周速度

7（文獻(xiàn)[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=37，5）選用螺旋角。初選螺旋角2KT(u1)(ZZ)2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 即d1t≥

t εu[σd Kt=1.610-30ZH=2.4210-26εa1=0.815，εa2=0.825，則εa=0.815+0.825=1.64計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=4.79*10710-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥

1*1.64*(34/

V=d1t

60bb/h=423.16/24.968=16.95計(jì)算縱向重疊度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd2)Φd2+0.23*10‐3b10-13KFβ=1.51；10-3KHa=KFa=1.2。故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）d1=d1t·

K=423.16·Kt

計(jì)算模數(shù) 2KTYcos2βY按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè) 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根據(jù)縱向重疊度εβ=5.508，10-28Yβ=0.8810-510-510-20бFE1=400Mpa；大齒輪的彎曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.33*1.74/228.92=0.01720（大齒輪的數(shù)值大2*2.47*4559880*0.88*cos214o*mn≥

1*372

mn不小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)mn=6mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。d2=b4=70mmb5=100mm已知：K=2.4688,Tt=2T1/d1=10526.04N，εa=1.64=2.4688*10526.04*2.42*1.66*0.88≤[бF]=357Mpa100*6*1.6412KFt(uKFt(u2.461*10526.04*(0.8100*2.461*10526.04*(0.8100*229*1.64同理，b6=100mm通過強(qiáng)度校核（辦法同上） b4=70mm，b5=100mmdf2=d2-2.5ha=285-圓周力徑向力：Fr=Ft·tan20o/軸向力：Fa=圓周速度

=3.14*285*332.667607（文獻(xiàn)[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=20，5）選用螺旋角。初選螺旋角2KT(u1)(ZZ按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 即d1t≥

t H d Kt=1.610-30ZH=2.43310-26εa1=0.765，εa2=0.87，則εa=0.765+0.87=1.635計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=4.79*10710-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥1*1.635*(64/

V=d1t

=3.14*160.81*332.66760bb/h=160.81/17.55=9.16計(jì)算縱向重疊度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd2)Φd2+0.23*10‐3b10-13KFβ=1.44；10-3KHa=KFa=1.2。故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）d1=d1t·

K=160.81·Kt

計(jì)算模數(shù) 2KTYcos2βY按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè) 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根據(jù)縱向重疊度εβ=5.508，10-28Yβ=0.8810-510-510-20бFE1=400Mpa；大齒輪的彎曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.30*1.74/231.38=0.01692（大齒輪的數(shù)值大2*2.352*1499960*0.88*cos214*mn≥

1*202

mn不小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)mn=10mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。d2=Z2·mn/cosβ=64*6/cos14.25°=396.2b9=120mma=1.635=2.352*24232.0*2.80*1.55*0.88≤[бF]=286.15Mpa120*6*1.635K=2.4192，F(xiàn)t=24232.0N，u=3.2,d1=123.8,ε1ZE=189.8Mpa2KFt(uKFt(u2.4192*24232.0*(3.22.4192*24232.0*(3.2120同理，b6=100mm通過強(qiáng)度校核（辦法同上） b3=120mm，b6=100mmdf2=d2-2.5ha=396-圓周力徑向力：Fr=Ft·tan20o/軸向力：Fa=圓周速度

=3.14*123.8*332.667607（文獻(xiàn)[5]P20810-8HBS2=162-217（文獻(xiàn)[6]P16-6316.2-14）4)Z1=40，2KT(u1)Z按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 即d1t≥2.32* t nu[σ Kt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=1.479*107/(60/40)=9.980*1010-191%S=1，由式（10-得d1td1t≥2.32

V=d1t

60模數(shù):mt=d1t/Z1=312.2/40=7.805K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd2)Φd2+0.23*10‐3b10-2KA=1.25故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）d1=d1t·

K=312.2·Kt

計(jì)算模數(shù) nZnZ2[бd 10-510-510-20бFE1=450Mpa；大齒輪的彎曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.28*1.73/223.85=0.01762（大齒輪的數(shù)值大mn≥

2*2.1801*4559880*1*

mn不小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)mn=7mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。d2=Z2·mn=60*7=420mmb7=110mmb8=125mm已知：K=2.1801，F(xiàn)t=2T1/d1=32570.571N，YFa=2.40，YSa=1.67,mn=7,齒根彎曲疲勞強(qiáng)度≤[бF]=369.611又已知：K=2.137，F(xiàn)t=32570.571N，u=1.5,d1=280,ZH=2.5,ZE=189.8Mpa2110*280110*280同理，b14=120mm（辦法同上） ，b8=150mmdf2=d2-2.5ha=420-徑向力圓周速度

7（文獻(xiàn)[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=30，5）選用螺旋角。初選螺旋角2KT(u1)(ZZ)2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè) 即d1t≥

t εu[σd Kt=1.610-30ZH=2.2310-26εa1=0.67，εa2=0.71，則εa=0.67+0.71=1.38計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=9.98*107/(56/30)=5.35*1010-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥

V=d1t

b計(jì)算縱向重疊度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd2)Φd2+0.23*10‐3b10-13KFβ=1.44；10-3KHa=KFa=1.2。故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）d1=d1t·

K=265.08·Kt

計(jì)算模數(shù) 2KTYcos2βY按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè) 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根據(jù)縱向重疊度εβ=5.508，10-28Yβ=0.7510-510-510-20бFE1=400Mpa；大齒輪的彎曲疲10-18S=1.4，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.30*1.715/221.71=0.01779（大齒輪的數(shù)值大mn≥

mn不小于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)mn=10mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。d2=Z2·mn/cosβ=56*7/cos30°=452.64mmb9=122mm，b14=110mm；則Φd1=122/242，Φd2=120/453。以小齒輪的寬度b9=122mmK=2.2557，F(xiàn)t=2T1/d1=53592.56N，YFa=2.52，YSa=1.625，Yβmn=7,εa=1.38=2.2557*53592.56*2.52*1.625*0.75≤[бF]=315122*712KFt(uKFt(u 同理，b14=120mm（辦法同上） b14=110mm。df2=d2-2.5ha=453-圓周力徑向力：Fr=Ft·tan20o/軸向力：Fa=圓周速度

=3.1434653.4460346）螺旋角----------------466788----88------------P3n計(jì)算公式（15-2）可知：d≥P3n 軸

d1103d1103d1103

d1103

P20-6314(故軸能夠設(shè)計(jì)為：軸徑軸長軸Ⅰ的載荷分析 圖4-已知：T=874N?m,圓周力：Ft=12145N：Fr=4420N（1）

FRlac

4421.231801349.00N

4421.23410

FTlac

12148.61180(2)

RA=RB

12148.61410=8442.25N =1349 垂直面

4-4MAX=MBXMCX=RAH.LAC=3706.36180=667144.8N.mmMAX=MBX=0MCX=RAH.LAC=1349.00MA=MB

CY CY

McaA=Mcac=McaB

2 22AMM2B2P373，MC2MC2(aT2

22 d2=76mm Ra=4168.54mm 對每個軸承來計(jì)60nLCP

P=3540Nn=600rmin60C

所選擇鍵的尺寸參數(shù)為B6-1p 2Tp

p

20.510012

軸Ⅱ的最小直徑d258.34,取最小尺寸為70mm232314d=70mmD=150mmT=67.5mmB=51mmC=42mm軸承設(shè)計(jì)為：軸徑軸 軸Ⅱ的載荷分析 圖4-已知徑向力：Fr1=8094N,Fr2=4420N,Fr3=6179N40Cr（1）Rav=Fr3+Fr2+Fr1-Rbv=8415NRAR

R2R22 R2R B水平面：Mah=Mbh=0Meh=Rbh*Leb=1790982N?mm垂直面：MAv=MBv=0Mdv=Rav?lac-(Frc-Rav)?Lcd=198457N?mm222MdMe

222222MA(aT22MMA(aT22MC12(aT2 MDMD2(aT2Me2Me2(aTME2ME2(aT2[б-

40Cr（調(diào)質(zhì)15-1[б-1]=70Mpa32314d=70mmD=150mmB=51mm1）

Cr

Cor

e=0.35

YoFd1=Ra Fd2=RbFae=Fa1-Fa3=5378-4106=1072N2 Fd1

Fd2

0.53故X1=1Y1=0 X2=0.4Y2=1.7 Lh

106 )3

60n

60*33316-1p 2Tp

p

20.55090

p,因此強(qiáng)度適合，安全可軸三最小直徑 取值329184—軸Ⅲ的載荷分析 圖4-已知圓周力 40CrRAR

R2R22 R2R BMah=Mbh=0,Mdh=Mch-（Ftc-Rah）Lcd=335742N?mmMe=Rbh*Leb=-1568421N?mm(-為反向)MAv=MBv=0,Mdv=Rav?lac-(Frc-Rav)?Lcd=318393N?mmMe=2152410Mca=Fac*Rc=1392150N?mmMea=Fae*Re=215410N?mm14-軸Ⅲ校核分析圖 圖4-12MA=MB=0222222Md

=-Me

222MAMA(aT22MC12MC12(aT2MDMD2(aT2Me2Me2(aTME2ME2(aT2=28.7Mpa32318d=90mmD=190mmB=64mmC=53mmT=67.5mm1）

Cr478Cor

e=0.35

YoFae=Fa4-Fa3=3864N2端Fd1

0.29

Fd2

故X1=1 X2=0.4Lh

106 )3

60n

60*9231320d=100mmD=215mm

Cr

Cor

e=0.83Y=0.7YoRbv=Frc*Lac+Frd*Lad+Fre*Lae+/lab=34780NRav=Frc+Frd+Fre-Rbv=18478NRAR

R2R22 R22 B（3）水平面：Mah=Mbh=0Mdh=Mch-（Ftc-Rah）Lcd=-356537N?mmMe=Rbh*Leb=-1670955N?mm垂直面：MAy=MBy=0Mdv=Rav?lac-(Frc-Rav)?Lcd=3718864N?mmMev=Rbv?Leb=6608200N?mmMca=Fac*Rc=Mea=Fae*Re軸向力抵消14—24—MA=MB=0222222Md

=4564272222o

MA(aT22MMA(aT22MC12(a