机械设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书

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1、一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图 11电动机2 V 带3齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带三、工作条件该装置单向传送 ,载荷平稳 ,空载起动 ,两班制工作 ,使用期限 5 年 (每年按 300天计算 ),输送带的速度容许误差为5%.四、原始数据滚筒直径 D（ mm）： 320运输带速度 V （m/s）：0.75滚筒轴转矩 T（Nm）：900五、设计工作量1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V 带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺

2、寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后 ,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计 ;2. 在指定的教室内进行设计 .1一 .电动机的选择一、电动机输入功率 Pwnw60v600.75244.785r / min2 Rn2 3.14 0.32PwTnw90044.7854.219kw95509550二、电动机输出功率Pd其中总效率为3232v带轴承齿轮联轴滚筒 0.96 0.99 0.970.99 0.96 0.833Pw4.21

3、95.083kwPd0.833查表可得 Y132S-4 符合要求 ,故选用它。Y132S-4(同步转速 1440 r min ，4 极)的相关参数表 1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.5kw1440 r min2200N mm2300N mm68kg二 .主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比nm144032.15i总nw44.785查表可得 V 带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为 35，展开式二级圆柱齿轮减速器i1 1.31.5 i2 。初分传动比为 iV带2.5 ， i1 4.243， i23.031。二、计算传动装

4、置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则21、各轴转速nnm1440576 r miniV 带2.5n576 135.753r minni14.243n135.75344.288r minni23.0312、各轴功率PPd0PV带5.50.965.28kwdPP P轴承齿轮5.280.990.97 5.070kwPP P轴承齿轮5.070 0.990.97 4.869kw3、各轴转矩Td9550Pd95505.536.476Nmnd1440TTd iV带036.4762.50.9687.542 NmTTi1 87.5424.2430.990.97356.695 N mTT

5、i2 356.6953.0310.99 0.971038.221 N m表 2项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速 (r min)1440576135.75362.706功率 (kw)5.55.285.0704.869转矩N m36.47687.542356.6951038.2213传动比2.54.2433.031效率0.960.960.922三 V 带传动的设计计算一、确定计算功率Pca查表可得工作情况系数kA1.2故 PcakAP1.2 5.56.6kw二、选择 V 带的带型根据 Pca、 n ，由图可得选用A 型带。三、确定带轮的基准直径dd 并验算带速 v1、初选小带轮的基准直径dd1 。

6、查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径dd1 90mm2、验算带速 v按计算式验算带的速度vdd 1n9014401000606.782m s601000因为 5 m sv30 m s， 故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径dd 2按式 (8-15a)计算大带轮的基准直径dd 2iV带 dd12.590225mm 根据教材表 8-8，圆整得dd 2 224mm 。4、确定 V 带的中心距 a 和基准直径 Ld（1）按计算式初定中心距 a0500mm(0.7( dd 1dd 2 )a0 2( dd 1dd 2 )（2）按计算式计算所需的基准长度Ld 0 2a0( dd 2dd 1

7、) 22 430(90(22490)2(dd 1 dd 2 )4a0224)430224=1364mm4查表可选带的基准长度Ld1400 mm（3）按计算式计算实际中心距aaLdLd 014001364448 mma02(430) mm2中心距的变化范围为 427 mm490 mm。5、验算小带轮上的包角1180d d 2d d 157.357.3163 120118022490a4486、计算带的根数（1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由 dd190mm和 n 1440 rmin 查表可得 P0 1.064kw根据 n1440 rmin ， i2.7 和 A 型带，查表可得P00.169k

8、w 、 k0.956 、kL 0.96 。故 PrP0P0k kL1.0640.1690.956 0.96 1.132kw（2）计算 V 带的根数 ZPca6.65.830故取 V 带根数为 6根Pr1.1327、计算单根 V 带的初拉力的最小值F0 min查表可得 A 型带的单位长度质量 q 0.10kg mF0 min5002.5 kPcaqv2 (5002.5 0.956 6.62k Zv0.1 6.782)N 136N0.9566 6.782应使带的实际初拉力 F0F0min 。8、计算压轴力 Fp压轴力的最小值为FP min2ZF0 min sin126 136sin163。1614

9、N225四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 40 Cr ( 调质 ) ，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 钢 ( 调质 ) ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 Z1 20 ，大齿轮齿数 Z2 4.243 20 85 ，取 Z2 85（5）选取螺旋角，初选螺旋角14322kt T1u 1 ZH ZE2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d1tudH（1）确

10、定公式内的各计算数值试选 kt 1.6 ，由图 10-26 10.740 ，20.820则有121.560小齿轮传递转矩 T187.542 N m查图 10-30 可选取区域系数 ZH2.433查表 10-7 可选取齿宽系数d11查表 10-6 可得材料的弹性影响系数 ZE189.8MP 2 。 查 图 10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa 。按计算式计算应力循环次数N1 60n1 jLh605761 2 830058.294 1088.2941081.95108N 24.243查图可选取接触疲劳寿

11、命系数kHN 11.02， kHN 2 1.12。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1 ，按计算式 (10-12) 得6HkHN 1H lim11.02600612MPa1SHkHN 2H lim21.12550616MPa2SH 1H 2612 616H614MPa22（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得3221.687.542 10005.24d1t2.433 189.811.5604.2450.07mm614计算圆周速度vd1t n150.07 5761.509 m s601000601000计算齿宽 b 及模数 mntbd d1 t150.07

12、50.07 mmmntd1t cos50.07cos142.429mmZ120h2.25mnt2.252.429mm 5.466mmb50.07h9.165.466计算总相重合度0.318 d Z1 tan0.318120tan14 1.586计算载荷系数 k查表可得使用系数 kA1，根据 v 1.509m s，7 级精度，查表10-8 可得动载系数 kV1.07，由 表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，为 1.419kF1.350 ， kHkF1.4故载荷系数 kkAkV kHkH11.071.41.419 2.126按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得733d1k45.81

13、42.12655.046 mmd1t1.6kt计算模数 mnmnd1 cos55.046 cos14Z12.671mm203、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试 算 即3mn2kT1Y cos2YFa YSad Z12F（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数kkA kV kF kF1 1.07 1.4 1.352.022根据纵向重合度1.586 ，查图 10-28 可得螺旋角影响系数 Y0.88 。查图可选取区域系数 ZH2.433 ，3 0.795 ， 40.875 则 有341.67查表取应力校正系数YSa11.569， YSa21.783。查表取齿形系数 YFa12.724

14、YFa22.194，。 ( 线性插值法 )查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa 。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN 10.87 ， kFN 20.90。计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 ，按计算式 (10-22)计算得F 1kFN 1FE 10.87500310.714MPaS1.4F 2kFN 2FE 20.90380244.286MPaS1.4计算大、小齿轮的YFa YSa 并加以计算F8YFa1YSa12.724 1.5690.014F 1310.714YFa 2YSa22.194 1.78

15、30.016F 2244.286大齿轮的数值较大。（2）设计计算3cos2 1422.022 87.542 1000 0.88mn1 202 1.5860.016 1.979mm对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn2mm ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d155.046mm 来计算应有的齿数，于是有Z1d1 cos55.046cos14mn226.705取 Z127 ，则 Z2i1Z14.243 27 1154、几何尺寸计算（1）计算中心距Z1 Z2 mn27115 2a2146.347m

16、m2coscos14将中心距圆整为 a147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ1 Z2mnarccos27115 214.986 。2a2147因 值改变不多，故参数、 k 、 ZH 等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1 mn27 255.901 mmcoscos14.986 。9Z2 mn115 2238.099 mmd2cos14.986。cos（4）计算齿轮宽度bd d11 55.90155.901mm圆整后取 B155mm ， B260mm 。二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输

17、装置为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮 ( 或大齿轮 ) 的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40Cr ( 调质 ) ，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45 钢 ( 调质 ) ，硬度为 45HRC.（4）选小齿轮齿数 Z3 23 ，大齿轮齿数 Z4 233.03170.92470（5）选取螺旋角，初选螺旋角14322、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t2kt T2 u 1ZH ZE u H d（1）确定公式内的各计算数值试选 kt 1.6小齿轮传递转矩 T2 356.695Nm查表 1

18、0-7可选取齿宽系数d1 ,查图 10-26可选取区域系数ZH 2.433 ，3 0.765 ， 4 0.870则有341.6351查表可得材料的弹性影响系数ZE189.8MP 2 。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim3 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 4 550MPa 。10按计算式计算应力循环次数N360n2 jLh60 135.753 1 28 30051.955 108N41.9551086.4501073.031查图可选取接触疲劳寿命系数kHN 31.12， kHN 4 1.18 。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1 ,

19、 于是 得HkHN 3H lim31.12600672MPa3SkHN 4HH lim41.18550649MPa4SH3H 4672649H22660.5 MPa（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得3105221.63.5674.0312.433d3 t189.811.673.03176.848mm660.5计算圆周速度vd3t n276.848 135.7530.546m s60 100060 1000计算齿宽 b 及模数 mnt b d d3 t176.84876.848mmmnt d3t cos76.848 cos143.240mmZ323h 2.25 mnt

20、2.253.2407.29 mmb 76.848h 7.2910.54计算总相重合度 0.318 d Z3 tan0.318 1 23 tan14 1.82411计算载荷系数 k查表可得使用系数 kA1，根据 v 0.546 m s ，7 级精度，查表可得动载系数 kV 1.04 ， kH 1.425 ， kF 1.36， kH kF 1.4故载荷系数 k kA kV kH kH 11.041.41.4242.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33d3 d3tk 2.07576.84883.804mmkt1.6计算模数 mn mn d3 cos83.804cos14Z33

21、.535mm233YY2k T2 Y cos23、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 mn FaSa d Z32F（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数k kAkV kF kF 11.04 1.1 1.36 1.556根据纵向重合度1.824，查图可得螺旋角影响系数 Y 0.88 。计算当量齿数ZV 3Z32325.178cos3cos3 14ZV 4Z47076.628cos3cos3 14查表可取齿形系数YFa 32.616 ， YFa 42.227 。查表可取应力校正系数YSa31.591， YSa41.763 。 ( 线性插值法 )查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3500MPa

22、 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4380MPa 。查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN 30.90 ， kFN 40.93 。12计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，按计算式计算FkFN 3 FE 30.90500321.429MPa3S1.4FkFN 4 FE40.93 380252.429MPa4S1.4计算大、小齿轮的 YFa YSa 并加以计算FYFa 3YSa32.6161.5910.013321.429F 3YFa 4YSa42.2271.7630.016252.429F 4大齿轮的数值较大。（2）设计计算3356.695 10000 0.88 cos2 14mn 21.

23、55612320.016 2.572mm1.635对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取mn 3mm ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d383.804mm 来计算应有的齿数，于是有Z3d3 cos83.804cos14mn327.105取 Z326 ，则 Z4 i2Z3 3.03128 84.868854、几何尺寸计算（1）计算中心距a Z3 Z4mn 2885 32cos2174.689mmcos14将中心距圆整为 a 175mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角13arccosZ3 Z4 m

24、n arccos2885314.403。2a 2175因 值改变不多，故参数 、 k 、 ZH 等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径Z 3mn 28386.726 mmd3cos14.403。cosZ4 mn 853263.274 mmd4cos14.403。cos（4）计算齿轮宽度b d d3 186.726 86.726 mm圆整后取 B390mm ， B495mm 。五轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd151.761mmFte2T12875423398 Nd151.761Fretan nFtan 203398 1275Ncostecos

25、14 2141FaeFte tan3398tan13.7。846N2、选取材料可选轴的材料为45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A011233dminA0P11125.28n123.44mm576应该设计成齿轮轴， 轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 d - 与带轮相配合，且对于直径d100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后14将轴径圆整。故取d- 25mm 。4、拟定轴上零件的装配草图方案( 见下图 )5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 L90 mm ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取d3

26、2 mm，根据装配关系，定L35mm（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 dDB35mm 80mm 21mm ，故 d35mmd，段 挡 油 环 取 其 长 为19.5mm, 则L40.5mm 。（3）段右边有一定位轴肩，故取d42mm ，根据装配关系可定L 100mm ， 为 了 使 齿 轮 轴 上 的 齿 面 便 于 加 工 ， 取LL5mm, d44mm 。（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为 19mm,则 L42mm（5）计算可得 L1104.5mm, L2151mm, L350.5mm 、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平

27、键C 型连接，其尺寸为bh L 10mm 8mm 80mm, 大带轮与轴的配合为 H 7 ，流动轴承与轴的周 r 6向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷Fr1 和 Fr 2带传动有压轴力 FP ( 过轴线，水平方向 ) ， FP1614 N 。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一15图二图三 注 图二中 Fae 通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中 Fte 通过另加转矩而平移到指向轴线Fr 2V15150d1Fre 151 0Fae2Fr 2V2163 NFr1VFreFr 2V1824N同理16Fr 2 H853NFr1HFt

28、eFr 2 H3398 8532545NFr1Fr 1V2Fr1 H218242254523131NFr 2Fr 2V2Fr 2H22163285322014N6 、求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa 2对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力Fd0.68FrFd10.68Fr10.6831312129.08 NFd 20.68Fr 20.6820141369.52NFaeFd 28461369.522215.2 N Fd1故 Fa12215.2 N , Fa2Fd11369.52 N7、求轴承的当量动载荷P1 和 P2对于轴承 1 Fa12215.20.70 0.68Fr 1313

29、1对于轴承 2 Fa21369.520.68Fr 22014查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X10.41， Y10.87对于轴承 2X 21， Y20P1f PX1Fr 1Y1Fa11 0.41 31310.87 2215.2 3210.934NP2f PX2 Fr 2Y2 Fa 21 12014 02014N8、求该轴承应具有的额定载荷值因为 P1P2 则有360n1Lh3C P16057628300524993.1N Cr1063210.93410617故 7307AC 符合要求。9、弯矩图的计算水平面：FNH 1853N , FNH 22545 N,则其各段的弯矩为

30、：BC段：由弯矩平衡得 M-FNH1 x0M853x(0x151)CD段：由弯矩平衡得MFNH 1 x( x151) 0M2545 x513098(151 x 201.5)MH 853151N mm128803 N mm.铅垂面： FNV12163 N , FNV21824 N , FP1614 N , 则其各段弯矩为：AB段：则 MFP x0M1614(0x104.5)18BC段：则 M FP x FNV1 (x 104.5) 0 M549x 226034 (104.5 x 255.5)CD段：则 MFp xFNV1 (x 104.5) Fr (x255.5) M a 0M1824x5675

31、55 (255.5 x306)做弯矩图如下19从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 现将计20算出的截面 C 处的 M H 、 MV 及 M 的值列于下表表 3载荷水平面 H垂直面 V支 持 力Fr1H2545 NFr 1V1824 NFFr 2 H853NFr 2V2163N弯矩 MM H128803N mmM V185765 NmmM V 2101523Nmm总弯矩M1M H2M V 121288032857652154745N mmM 2M H2MV 2212880321015232164003N mm扭矩 TT187542 N mm10、按弯扭合成应力校核轴的

32、强度进行校核时， 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面 B ) 的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力M B2216866320.6 875422T135.7MPacaW0.1353前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，查表可得1 60MPa ，因此ca1，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部， 故选用单圆头平键（ C型）根据 d 35mm，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度： b10mm, 高度：h 8mm, 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为： L 80m

33、m键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得P120 150MPa21取其平均植，P135MPa键的工作长度b80575lLmm2键和轮毂键槽的接触高度 k0.5h 0.5 84mm2T28.75410417.0MPaP ，故合适。则 P47535kld所以选用：键 C 10mm 8mm 80mm GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1.6，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的Fte 、Fre 、Fae都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为Fte13398NFre 11275 NF

34、ae1846N中速轴小齿轮上的三个力分别为Fte23944 NFre 2 1482 NFae21013 N2、选取材料可选轴的材料为45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A011233dminA0P21125.07n237.44mm135.753轴的最小直径显然是安装轴承处， 为使轴承便于安装，且对于直径 d100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取d- 40mm 。4、拟定轴上零件的装配草图方案( 见下图 )5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为： dDB40mm 68mm 15mm.22故 d40mm.

35、用挡油环定位轴承，故 L21mm,段右边有一定位轴肩，故d48mm. 低速级小齿轮与箱体内壁距离为 16mm , 与箱体内壁距离为 8mm ，故左边挡油环长为 24mm ，则 L20mm.（2）低速级小齿轮轮毂为95 mm ，即 LIV95mm.取两齿面的距离为8 mm ，即 LIV V8mm.（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故LVII VIII21mm, LVIVII26.5mm。V VI 段轴长略短与其齿轮毂长， 又毂长为55 mm ，故取 LV VI51mm.V 、 VI 、 VII 各有一定位轴肩，故依次可取dIV V 60mm, dV VI52 mm,dVI VII46m

36、m.（4）计算可得 L168.4mm, L283mm, L3 55mm.6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键A 型连接。其尺寸为 b h L16mm 10mm40mm, 齿轮与轴的配合为H 7 ，滚动轴承r 6与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6 。求两轴承所受的径向载荷Fr 1 和 Fr 2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二23图三7、求两轴承的计算轴向力Fa1 和 Fa 2由齿轮中计算得，Fr1v1128 N , Fr2 v1629 NFr1H1118 N , Fr2H1664 NFrFrV2Fr H2112821629

37、21588N111FrFr v2Fr H216292166422329 N222对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力Fd 0.68 FrFd10.68Fr10.68952.8N952.8NFd 20.68Fr 20.682329 N1397.4 N算得FaeFd21564.4 NFd1所以 Fa1FaeFd21564.4 NFa2Fd21397.4 N8、求轴承的当量动载荷P12和 P对于轴承 1 Fa11564.40.98 0.68Fr 1158824对于轴承 2 Fa21397.40.6 0.68Fr 22329查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1X10.41，

38、 Y10.87对于轴承 2X 21， Y20P1f PX1Fr 1YF1a11 0.41 15880.87 1564.4 2012.108NP2f PX2 Fr 2Y2 Fa 21 12329 02329N9、求该轴承应具有的额定载荷值因为 P1P2 则有33C P160n2Lh6012728300530602.810N Cr1065391.454106故 7208AC 符合要求。10、弯矩图的计算水平面： FNH 11664 N , FNH 21118N 。AB段：则 MFNH1 x, 即 M1664x(0x68.4)BC段：25则 MFNH1 xFt 3 ( x68.4)0M2280 x269770(68.4x151.4)CD段：则 MFNH1 x Ft3 ( x