机床设计说明书.

1、机械制造技术基础课程设计说明书（机械制造及其自动化专业）（机床部分）设计题目：车床主轴箱设计设 计 者：刘卩日学号：200900162103指导教师： 邹斌山东大学机械制造及其自动研究所二O三年一月1、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过 程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术 文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2、各运动参数的确定2.1确定传动方案2.1.1已知条件【1】确定转速范围：主轴最小转速 n mi n=40 r/mi n【2】

2、确定公比:=1.41【3】转速级数：z=92.1.2结构分析式9弋33从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处 可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因该机床级数较小，在无重复级数出现的情况下采用9=3i 33方案。在1降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比gn -丄；在升4速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比imax岂2。在主传动链任一传动组的最大变速范围Rmax二imaxJmin - 8 10。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如

3、下：一_工”-y ,7一-一-1_* _| |彳f一一二 一 rSuj-：一、-二二二一一亠JIII检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：R2hWX2P2 -1 其中 =1.41，X2=3, F2 = 3所以 R2 -1.41 3 2=8.64乞810，合适。2.1.3绘制转速图【1】确定传动轴轴数传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+ 1 = 2 + 1 + 1 = 4。【2】确定各级转速并绘制转速图由 nmin=40,=1.41,z=9 确定各级转速，分别为 632、446、316、228、158、114、80、56、40min。在四根轴中，除去电动机轴，其余三轴按传动顺序依次设为I

4、、川。1与nn与川轴之间的传动组分别设为a、b。(1)先确定轴u的转速传动组b的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取鬲=$2=2，b2=1/ =1/1.4 bi3 =1/$4 =1/4轴U的转速确定为：316、228、158r/min。确定轴I的转速对于轴I,其级比指数为1,可取為=1/=1/1.4，&2=1/2=1/2，印3=1/确定轴I转速为316r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i = 720/320 = 2.25下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)。【3】确定各变速组传动副齿数(1) 传动组a:查文献【8】表 6-4

5、冃1 =1/=1/1.4 , ai2=1/ 2=1/2 , a：3 =1/ 3 = 1/2.8ai3 =1/ =1 时：Z2 =,64、66、68、70、72、74、76、78、80、82、84,ai1 = 1/=1/1.4 时：Z2 二，,65、67、68、70、72、73、75、77、79、80,ai2 =1/ 2 =1/2 时：Z2 二，,63、66、69、72、75、78、81、84、86、87,可取Sz =72在ai3 =1/ 0 =1 一行中找到最小乙=36在不=1/，1/1.4 一行中找到最小Z2 =30在ai2 =1/ 2 =1/2 行中找到最小Z3 =24于是可得轴I齿轮齿数

6、分别为：36、30、24于是 ia1 =36/36, ia30/42 , ia24/48可得轴U上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48(2)传动组b:查文献【8】表 6-4, =妒=2 , b2 =1 =1/1.4 b3 =1/扩=1/42=2 时： J 二，107、108、110、111、113、114,bi2 =1/=1/1.4 时 J =,107、108、109、110、111、113、114、115,bi3=1/ 4=1/4时J =,104、105、109、110、114、115,可取Sz =110,于是可得轴U上的最小齿数分别为：46、37、22。可得川轴上的三联齿的齿数分别为64

7、、73、88。2.1.4绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：IIII2.2选取电动机【1】计算切削力Fz (N)FZ=1900ap f 0.75 =1900X3.5 x 0.35.75=3026 N ；其中背吃刀量ap=3.5mm, f =0.35文献表2-4切削速度v=90 m/min文献6表2-4【2】计算切削功率F0(kw)FZ v612003026 9061200=4.4kw【3】计算主电动机功率R(kw)-Hkw选取的电机额定功率应大于功率 R,查文献【3】表2-3选取丫160 M2-8,其额定功率为5.5kw，额定满载转速为720rmin，最大额定转距2

8、.0。2.3带传动设计电动机转速n=720r/min,传递功率P=5.5KW传动比i=2.22，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。2.3.1确定计算功率取Ka -1.2，文献【4】表11.5贝U Pca 二 KaP =1.2 5.5 = 6.6KW2.3.2选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，文献【4】表11.15(P188)选A型带。2.3.3确定带轮直径和验算带速1、初选小带轮的基准直径查文献【4】图11.15和表11.6查得小带轮基最小直径d =75mm d1 = 100mm2、验算带速v：d1 n1v =60 1000r/min ；mm，合适。= 3.76m/ s其中门厂小带

9、轮转速，di-小带轮直径，3.14 100 720v =60 00003、计算大带轮的基准直径d2 =100 2.252.3.4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为a,则0. 7 ( d1 d2) _a 2 (d1 d?)于是227.5岂a乞650,初取中心距为a。=500mm带长 L =2a-(d1d2).(d2 -dj24a=2 500 3.14/2 (100 225)2(225 -100)4 500=1518.0625mm查文献【4】图11.3取相近的基准长度Ld , Ld -1600mm。带传动实际中心距L _La = a0 + = 541mm22.3.5验算小带轮的包角一般小带

10、轮的包角不应小于120 od d冷:18021 573丄 165.675 -120，合适。a2.3.6确定带的根数1、计算单根V带的额定功率:P =(PoPo)k：kL查文献【4】表11.8 , ：P=2.73kw表 11。10,P0 =0.15kw表 11.7 , k ： = 0.97 ；表 11.12 , kL =0.99R =(p0=p0)k-.kL =(2.73+0.15 ) 0.97 0.99=2.76kw2、计算V带的根数Pea6.6Z =坠二右 2.38，取 Z=3.pr2.762.3.7计算单根带的初拉力的最小值2)qv其中：Pea-带的传动功率KWV-带速,m/s ;q-每米

11、带的质量，kg/m;取q=0.1kg/m，文献【4】8-3 ;6 6250 972Fo =500() 0.1 3.76 -251.9N3.76 30.992.3.8计算作用在轴上的压轴力Fq ： 2ZF0siJ 3 251 sin 165.7 =1494N2 22.4确定各轴转速2.4.1确定主轴计算转速主轴的计算转速为9 J参照资料6P51页表n iv = nm i/3 =40咒1.413 =80r/min1.82.4.2各传动轴的计算转速轴U可从主轴80r/min按22/88的传动副找上去，轴川的计算转速80r/min ；轴U的计算转速为160r/min ;轴1的计算转速为320r/min

12、。文献【6】P53,图 1.392.4.3验算主轴转速误差转速误差:（n - n 标）100% _10（-1）% =4.1%n为主轴的实际转速。n，n 0.98DiD2 Ua Ub1、=40, n =720 0.98 100 24 22225 4888二 39.2r / min（n -n标）100% =39.240，合格40100%= 0.2% : 4.1%2、n2 =56, n： =720 0.98 1003022 ， 56r / min 225 4288（n -n标）100% -56 -56，合格56100% =0 ： 4.1%3、（n 一n标）100% =78.480合格80100% =

13、0.2% : 4.1%n3=80,n；=720 0.98 100 3678.4r/min225 36884、1002446X a（n n标）100% 二112.7 -112100% =0.0625% : 4.1%，合格n4 =112, n4 =720 0.98112.7r / min22548 64n5 =160,n5 =720 0.98 100 30 兰=161r/min225 4264（n -n标）100% =161-160合格160100% =0.0625% : 4.1%6、，100 36 46n6 =224,n6 =720 0.98 一 一 =225.4r/min225 36 64（n

14、 - n 标）100% -225.4 -224224，合格100% =0.0625% : 4.1%7、（n -n标）100% =309.4 320合格320100% =0.33% : 4.1%5=320,n7 =720 0.98 100 24 73 =309.4r /min22548371003073n8 = 448, n8 =720 0.98441.9r / min2254237（n - n标）100% -441.9 448合格448100% =0.12% : 4.1%9、（n 一n标）100% 二618.7 -640合格640100%= 0.33% : 4.1%n9 =640, n =72

15、0減0.98沢100虫=618.7r / min9225 36372.5计算各传动轴传递的功率其中r二。995为滚动轴承的效率；g=0.97为齿轮传动的效率；b =0.96为V带传动的效率。P电=5.5kwP =5.5 996 7.995 = 5.25kwF2 =5.5 0.96 0.97 0.995 = 5.07kw2 2P3 =5.5 0.96 0.970.995 -4.87kw2.6各传动轴直径的确定确定传动件计算转速：主轴：由实用机床设计手册p90表6-8知主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj =80r/min各传动轴：轴U可从主轴为80/min按18/57的传

16、动副找上去，似应为250r/min。但是由于轴U上的最低转速 160r/min经传动副可使主轴得到50/min和100r/min和200r/min三种转速。100/min和200r/min要传递全部功率，所以轴U的计算转 速应为160r/min。同理I轴的计算转速为320r/min 。2.6.1轴0(电机轴)(1) 材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。(2) 计算直径：根据功率P=5.5KW查文献【9】图3-3(P87)得电机轴前轴颈直径D1=70100mm，取D1 =90mm，主轴后轴颈直径D2 ( 0.70.80) D，取 D2 : 0.8D0.8 90 = 72mmd/D=0.55 -

17、 i-. 主轴内孔直径的确定：d/D _0.7D1 D2（平均直径）D= 81mm2d =0.6 D = 48.6mm262轴III(主轴):(1) 材料选取：采用45号钢，调质处理。(2) 计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为9550000-TWtn0.2d3 Lt 1机械设计P314式中：t扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，Nmm ；Wt-轴的扭转界面系数，mm3 ；n轴的计算转速，r/min ；P轴传递的功率，kw ；d计算截面处轴的直径，mm ；.J 许用扭转切应力，Mpa；由上式可以得轴的直径式中:95500000.2【查文献【4】表16-2得：C=112P=4.87k

18、w;n=80r/min ；d3 一 C3 P =1123 4.87 二 44.05mm，n 80取 d3 =60mm2.6.3 轴(1)材料选取:采用45号钢，调质处理。（2）计算直径查文献【4】表16-2得：C =112P=5.07kw;n=160r/min ；d2=35.44mm取 d2 =50mm2.6.4 轴 I(1) 材料选取：采用45号钢，调质处理。(2) 计算直径：查文献【4】表15-3得：C =112 ；P=5.25kw；n=320r/min ；4 _C3 P =1123 5.25 = 28.45mm1, n . 320取 di =40mm2.7各传动组齿轮模数的确定和校核2.

19、7.1 模数的确定按下列公式初定模数：I 叭16300初Z护了文献【6】， m 厶1jj式中：mj -按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mmPd -驱动电动机的功率（kw）nj -被计算齿轮（小齿轮）的计算转速（r/min ）u 大齿轮与小齿轮齿数之比，“ +”号用于外啮合，“-”号用于内啮合Zi -被计算齿轮的齿数（一般取传动中的小齿轮）B m -齿宽系数，：m=6-10，B为齿宽，m为模数 m匕-许用接触应力（MPa 查文献【6】表4-16，得!-j =1100Mpaf48)15.25则 a组 mj =163003旦丿=1.89，取 mji=2.5 ；8 24248 11002 90024b

20、组 mj =1630038 222 88 11002 16022= 3.32，取 mj2 =4 ；2.7.2 模数的校核按接触疲劳强度计算齿轮模数:按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mj = 163003 (u 叽水心:mZ2u!F nj 文献【6】mw =275*kksks p，文献【6】其中：1）P是被验算齿轮传递的功率（KW，P = Pd2）k1是工作状况系数，考虑载荷冲击的影响：冲击性机床（刨床、插床）k1=1.6-1.8 ，主运动（中等冲击）k1=1.2-1.6 辅助运动（轻微冲击）k1=1-1.23）k2是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响）4）k3是齿向载荷分布系数

21、，5） ks是寿命系数，ks二ktknkpkq，ks的极限值ksmax、ksmin由表4-23查出，当ks - ksmax 时，取 ks - ksmax，当 ks - ks min 时，取 ks _ ksmin6）kt是工作期限系数， =.60nT.C07）n是齿轮的最低转速（r/mi n ）8) m是交变载荷下的疲劳曲线指数9) Co是基准循环次数10) T是预定的齿轮工作期限，中型机床推荐 T=15000-20000h11) kn是转速变化系数，查表4-2012) kp是功率利用系数，查表4-2113) kq是材料强化系数，查表4-2214) Y是齿型系数，查表4-241、变速组a：按变速

22、组内最小齿轮Z24算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取k1=1.4 ；查文献【6】表4-17，k2=1.3 ；查文献【6】表4-18，ka=1.04 ；T取18000查文献【6】表4-19，m=3 c0=107k n、k p、kq均查表,带入公式:ks = ktknkpkq得: ks =ktknkpkq =4.6 0.82 0.58 0.76 =1.66mj =163003按弯曲疲劳强度计算ks 二 ktknkpkq =1.19 0.82 0.78 0.77 =0.59带入公式:3 1.4 1.3 1.04 0.59 5.04 gv =27531.68:2

23、4 0.444 8 900 320所以取模数为3。2、变速组b:按变速组内最小齿轮Zg=22算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取k1=1.4 ；查文献【6】表4-17，k2=1.3 ；查文献【6】表4-18，k3=1.04 ；T取18000查文献【6】表4-19，m=3 c0=107kt60 450 18000107=3.65kn、kp、kq均查表,带入公式：ks二ktknkpkq得:ks =ktknkpkq =3.65 0.93 0.58 0.76 =1.44mj =1630。3(88/22 1)1.4 1.3 1.04 1.44 4.878 222 8

24、8/22 11002 4503.24按弯曲疲劳强度计算3 60 450 18000q10%2= 1.34ks ktknkpkq =1.34 0.93 0.78 0.75 =0.73带入公式:叭 W531.434 73 4.87 =2.83-24 0.444 8 450 160所以取模数为4齿轮各参数分度圆齿根圆齿顶圆齿轮齿数模数直径齿根高齿顶高直径直径乙243723.75364.578Z24831423.753136.5153Z3303903.75382.596Z44231263.753118.5132Z53631083.753100.5114Z63631083.753100.5114Z722

25、488547896Z888435254342360Z946418454174192乙064425654246264Z1173429254282300Z12374148541381563、参考机械制图表14-12各运动部件的校核3.1齿轮强度的校核根据要求，校核第一变速组中受力最大的齿轮和第二变速组中受力最大的2T齿轮。由圆周力Ft可知齿轮直径越小，受力越大，故在第一变速组中校核d齿数最小齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度；根P据扭矩公式T = 9550000可以知道转速越大，扭矩越小，故应校核第二变速组n中齿数最少的齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳

26、强 度。3.1.1变速组a根据GB10015-88选取 就2为7级精度，其中z 24采用40C（调质）硬度为280HBS，Z2 =48采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。【1】小齿轮齿面接触强度的校核55/八 i人”检 95.5汇10 R 95.5汉10 汉5.25 厂“ “4 “（1） 小齿轮传递的扭矩T1-5.57 10 Nmmn900（2） 齿宽系数d =1,文献【4】表12.13；（3）小齿轮 4 = mzj = 3 24 二 72mm ；z248（4）齿数比5之22 ；Z1241（5）查文献【4】表12.12得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2（6）

27、由文献【4】图12.17按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限 二Hlm1 =600MPa ；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；N60n 1 jL60 900 1 （2 8 300 10） =2.6 109N22.6 1093.28=8.1 10由文献【4】图12.18取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.9（8）计算许用接触应力:安全系数取S=11（9）小齿轮圆周速度奸歳二煜芯4吧丘 h 1 =KHN1im1 =0.9：600 =540MPa 1 S根据 v1 = 4.24二 r)1d1t，7级精度，由文献【4】图12.9得动载系数仏=1.53(10)计算载荷系

28、数直齿轮：Kh：二 Kf： =1由文献【4】表12.9查得使用系数Ka J.25由文献【4】表12.11用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时,，1.504所以载荷系数 K =KaKvKh Kh,严 1.25 1.53 1.504 1 -2.87计算齿面接触强度：二h=2.5Ze2KT；*U 1=2.5189.82_2.87_5.5710_：j-3=384MPaI；hl-540MPa丫讪3u.1 9032所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核(1)大齿轮传递的扭矩595.5 10 R门2595.5 105.07450-1.07 105N* mm(2) 齿宽系数d

29、 =1,文献【4】表12.13；(3) 大齿轮 d2 =mz4 =3 60 = 180mmb 24(4) 齿宽齿高比：8h 3由 b =8，Kh 2=1.504 查文献【4】图 12.14得 K-1.4 h所以载荷系数 K -KaKvKf :K-1.25 1.53 1.4 1 -2.67(5) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4;由文献【4】图12.23c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 Je1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限-fe2 =380MPa由上得：9N2/6 10=8.1 1083.2由文献【4】图12.24查得弯曲疲劳寿命系数Kfn2 =0.88所以l；F 2 =K

30、FN2；FE2S0.88 3801.4= 238.8MPa（6）查取齿形系数：由文献【4】图12.21查得YFa2=2.28查取应力校正系数：由文献【4】图12.22查得Ysa2 =1.73计算齿根弯曲强度校核:F22KT1d md|2a2Ysa22 2.67 1.07 1051 3 18022.28 1.73 = 23.18MPa所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。3.1.2变速组b根据GB10015-88选取Z7Z8为7级精度，其中z 22采用40G （调质）硬度为280HBS，z =88采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1）小齿轮传递的扭

31、矩 =95.5 10 E =95.5 10507 =2.1 105N *mmrn2224（2）齿宽系数d =1,文献【4】表10-7；（3）小齿轮 d7 二 mz7 =4 22 = 88mm ；z88（4）齿数比u二一 =4 ；z?221（5） 查文献【4】表12.12得材料的弹性影响系数zE =189.8MPa（6）由文献【4】图12.17c按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；Him1 =600MPa ；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；Np0r小山=60 224 1 （2 8 300 10） =6.4 106.4 1083.2=2108由文献【4】图1

32、2.18取接触疲劳寿命系数Khn 0.93(8) 计算许用接触应力:安全系数取S=10.93 6001= 558MPaKHN 1-lim1S(9)小齿轮圆周速度V1600003.14 224 8860000= 1.12叹根据V1 = 1.12ms，7级精度，由文献【4】图12.9得动载系数K1.1(10)计算载荷系数直齿轮：Kh 二 Kf：. = 1由文献【4】表12.9查得使用系数Ka =1.25由文献【4】表12.11用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时，1.504所以载荷系数 KaKvKh :K-1.25 1.1 1.504 1 -2.07计算齿面接触强度：=2.5 189.

33、8u2 2.07 2.1 105V1 汉963=491MPa LH 卜 558MPa.4所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核(1)大齿轮传递的扭矩595.5 10 R595.5 104.87715=6.55 10 N mm(2)齿宽系数d =1,文献【4】表12.13;(3) 大齿轮 d8 二 m = 4 88 =352mm(4) 齿宽齿高比：=32=8h 4由-=8，心一：=1.504查文献【4】图12.14得K =1.4 h所以载荷系数K二心仏心Kf：.25 1.1 1.4 1 =1.93(5) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4;由文献【4】图12

34、.23c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 “E1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限二 FE2 =380MPa由上得：8“6.4心0“8N 22 103.2由文献【4】图12.24查得弯曲疲劳寿命系数Kfn2 =0.88所以h 2二 5宀2 = 0.88 380 =238.8MPa S1.4(6)查取齿形系数：由文献【4】图12.21查得 冷2=2.24查取应力校正系数：由文献【4】图12.22查得Ysa2=1.75计算齿根弯曲强度校核:F22 1.93 6.55 1051 4 35222.24 1.75 = 19.99MPa 乞所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。3.2轴的校核由课程设计要求可知只要对轴

35、u轴进行校核即可。2T由圆周力Ft可知，当扭矩T1最大时，Ft最大，所以只需对一个变速组d内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。P由式T =9550000可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴n的转速越小，所以只要校核齿轮分度圆直径最大的齿轮即可。3.2.1轴的受力分析对轴进行受力分析如下图所示:NH3轴受力分析当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=160r/min , P=5.07KwU轴上齿轮Z2和Z7分别与齿轮乙和Z8啮合。所以只要在校核轴时使用 J和Z7 齿轮即可。1）扭矩计算：P由公式T =9550可计算扭矩：np5 07T =9550=9550=302.6N.

36、mmn1602）齿轮上力的计算：对于齿轮Z2 : fL=2T =2 302600 =4262N d2142Fr2 二 Ft2tan =4262X tan20=1551N2T对于齿轮Z7 : Ft7-2 30260088= 6877N=Ft7ta n： =6877X tan20=2503N因为Z7和Z8所在的轴所在的位置形成45,所以将齿轮Z7上的力投影到齿轮乙所受力的方向上，得：Ft7 =Fr7cos45 =4862.7NFr7 二 Fr7 cos45 =1770N3) 支承力的计算L = 128mmL2 = 187mmL3 = 173mm水平方向:ZM A =0,Ft2L1 Ft7( L1L

37、2)- FNH 2( L1L2 L:)=0ZMb =0,Ft7 L3 Ft2( L3 L2) Fnh 1( L1L2 L：3)=0计算得：Fnh 2二3296NFNH1=3253N垂直方向:zM A 0,Fr2L1 FrX L1 L2) FNV 2( LL2L-)=0zMb =0,F r7L3F r2( L3 L2)- F NV 1( L1L2L3) 0计算得:Fnv2 =1549NFnvi =1771N3.2.3计算弯矩1) 水平方向：0vxvAC F(x) = Fnh1 =3253N，方向与 Fnh1 相反M 1H(x) = Fnh1 x=3253xNACv xv AD, Fs2(x)二

38、Ft2 - Fnh1 = 4262 - 3253= 1009N，方向与 Fnh1 相同M 2h( x) = Fnh 1 x- Ft4( x - L) =416384-1009xADv xv AB Fs2(x) = Fnh2 =3296N，方向与 Fnh 2 相同Msh(x) = Fnh2 ( L1 L2 L3-X)=1068448-3296x2) 垂直方向：0vxvAC F(x) = Fnv1 =1771N，方向与 Fnv1 相反M 1v(x) - Fnv1 x=1771xACvxvAD, Fs2(x) Fr2 Fnv1 = 1771 -1551 = 220N，方向与 Fnv1 相同M 2v

39、(x) = Fnvi x- F( x - Li) =198528-220xADvxvAB, Fs2(x) = Fnv2 =1549N，方向与 Fnh2 相同M3v( x) = Fnv2 ( Li L2 L3-X) =755912-1549x3.2.4弯矩图由以上内容可画出弯矩图如下图所示 其中总弯矩计算：MC = . Mch2Mcv2 = M163842 1498882 =442540N.mMd Mdh2 M dv2 二 985492 1292282 =162517N.m3296Fs/Nf1009M1H41638498549Fs/N220Y/A1549Mv11711498881292284425401625173.2.5扭矩的计算扭矩已在轴校核的最初已计算出来：T=302.6N3.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式可由文献【2】式（15