设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器.docx

1、攀枝花学院机械工程学院机械设计课程设计第一章设计任务书1.1 设计题目设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=12000N,带速v=16cm/s,卷筒直径 D=240mm ,输送机常温下经常满载，空载 起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作 300天），两班制。1.2 设计步骤1、电动机选择与运动参数的计算；2、齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、箱体厚度选择；7、装配图、零件图的绘制；8、设计计算说明书的编写；1.3设计任务1、绘制减速器装配图1张。2、绘制减速器零件图2张。3、编写

2、设计说明书1份。第二章传动方案的选择28.JLF31H7x一 x XX万案一方 4比较上面方案一和方案二，区别在于方案一中电机与减速器锥齿轮之间用了 一个联轴器联接，而方案二中电机与减速器锥齿轮之间用了一个皮带传动。若用皮带传动则会有一个传动比，相比于联轴器联接传递效率会降低， 而且皮带易打 滑造成传动不稳定。同时联轴器有能更好的传递扭矩不造成效率的损失，因此选择方案一。计算与说明丰萝2士里 口木第三章电动机的选择3.1 选择电动机类型按工作要求和工作条件，查机械设计课程设计表2.1选用般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为曲卜式封闭结 构。3.2 确定传动装置的效率查机械设计课程设计表

3、2-3得：联轴器的效率：41=0.99一对滚动轴承的效率：42=0.98闭式圆锥齿轮的传动效率：43=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率：44=0.97开式圆柱齿轮传动效率：45=0.95工作机效率：4w=0.97故传动装置的总效率%,=每5加3% 斑 = 0-783.3 选择电动机的容量工作机所需功率为FXV 12000 X 026666斗=工 2# WW 1000100C4 1=0.994 2=0.984 w=0.974 4=0.974 5=0.954 3=0.973.4电动机额定功率3 2 =07工作转速:60 X 1000 X V7T X D60 X 1000 X 0.266663.14

4、X 240= 2X2 3r/minPw=3.2kwPd=4.09kwnw=21.23r/min3.4 确定电动机参数选定电机型号为：Y132S-4B勺三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW, 满载转速为nm=1440r/min ,同步转速为nt=1500r/min。由机械设计课程设计表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据，如下表3.4中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺 栓孔直 径轴伸尺寸键部位尺寸HLX HDAX BKDX EFXG132475X315216X 1401238X8010X33同步转速为nt=1500r/min3.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算由选定的电

5、动机满载转速 nm和工作机主动轴转速nw,可以 计算出传动装置总传动比为：心144021.23=67.829ia=67.829ic=5。=+52X i2 = 13.56分配传动装置传动比由机械设计课程设计表2.5可得取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以ii 0.25 3则低速级的传动比为 1减速器总传动比 .卷筒实际转数 nw = nm/i=1440/13.56x5=21.246r/minnw |(nw nw) / nwl (21.23-21.246)/21.23=0.13%5%第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1 电动机输出参数功率:PQ=Pd= 4.09W铸度

6、:凡曰=小 =1440rminna14404.2 各轴功率尸0 X 打丈=X O. 90 = 4r_O5Ze W产丁 =尸豆 * Kz X 号3 = 4-rOS X C.SSt X O.= 3-35JeVK舄=e m m m = 3.85 x 0198 x 0.97 = 3.66fcWPw=P3X r wx 打 1 X 刀 2A2=3.66 X 0.97 X 0.99 X 0.98 X 0.98 =3.2kW4.3 各轴转速% =诙=1440r/min屯 48Q七 二 厂二 1 口6,二9r jn:帆 10619=21.23r/7nin4.4各轴扭矩t P1 = 9.55* 106 x E 4

7、.05 10&x1440268519.38/V mm.舄385心=9.55 X 10e X = 9.5S X 10fi X - = 76598.96A/*-mm.啊4tiO玛K = 9.55x 13B x = 9.55xigBxMl%=329155.29JV- mm106.1y% = 9.55 x la6 x = 9.55 x 10fi xzr-z-z = 1439472.441V- mm 21.234.5各轴数据汇总表(表4.5)轴名功率P(kW)转矢巨T(N?mm)转速(r/min)输入输出输入输出电动机轴4.0927124.651440I轴4.053.9726859.3826322.19

8、241440口轴3.853.7776598.9675066.98084804.52传动比i效率710.9930.950.95各轴数据见表4.5HI轴3.663.59329155.29322572.1842106.1950.91工作机3.373.315159441484421.23轴.4255.96第五章减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45（调质），硬度为240HBs大齿轮45（正火（常化）,硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数 Z2=Z1X i=24X 3=73。实际传动比i=3.042压力角a =20。5.2按齿面接触疲劳强度设计5.2.

9、1由设计计算公式（机械设计公式10-28）进行试算，即确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kht=1.32）查机械设计（第九版）图10-20选取区域系数Zh=2.5PT = 9550000 X = 9550000 Xn4Q5=26859381V mm14403）选齿宽系数小r=0.3由机械设计（第九版）图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大小齿轮45（调质）， 硬度为240HBS,大 齿轮45（正火（常 化），硬度为 190HBSKht=1.3Zh=2.5齿轮的接触疲劳极限分别为：ML = 6。口”户外 如加2 =砧0吸，4）由机械设计（第九版）表10-5查表得材料的弹性影 响系数 ZE=18

10、9.8MPaA0.55）计算应力循环次数iV21 = 6D X= 60X 144DX 1X16 X 300 X10 X 1 = 4.147 XIO,4.1+7 X109n垢=* = = 1.382 X 1 炉3 a36）由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数：为加 1 - 0.8027，蹬 0,8627）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得 -1 K&vi * 方役0.802 X 600Eh = *s=例触弧 -1 Kfwva *E862 X 550Eh = 5=取（T H1和（T H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力，即%I = 474MPa5.2.2计

11、算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,带入rH中较小的值4 r=0.3ZE=189.8MPaA0.5*147Ki胪%* =L3眨 x 1年齿轮副的接触疲劳许用应力% = 474JWFB(1X1,326859.38/：Jo3 X(l-OJ X 03尸X3 X I25X189,8+74J =4a25wn2）计算圆周速度v屋 1 =九 X (1- 0.5 X = 48.25 X (1- 0.5 X 03) = 41.01mmk X dm1 X n n X +1.01 X 1440y “ 3 jQ 弓m 60 X100060 X 1000Vua+ 1- U 第 +1-0.3 x 43.25 万= 45.7

12、yb 45.774甲 m =-=1-12-dm 4L014）计算载荷系数查由机械设计（第九版）表10-2得使用系数Ka=1.25查机械设计（第九版）图10-8得动载系数Kv=1.113查机械设计（第九版）表10-3表得齿间载荷分配系数:Khi =1查机械设计（第九版）表10-4表得齿向载荷分布系数:Khb =1.42Ka=1.25Kv=1.113Kh“=1Khb =1.42Kh=1.976实际载荷系数为KH-KAXKvXKHaX 爪曲-1.25 X 1.113 X 1 X 1.42 = 1.9765）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1 = tilt X = 4B.25 X1.976二55477

13、mm136）计算模数心 5S.4774m =取m = 2.5mm 0m=2.5z 245.3 确定传动尺寸 实际传动比za 73u =3.042mmz 24大端分度圆直径心=z1 X m = 24 X 2.5 = 60mm73 X 2.5 = 182.5mm齿宽中点分度圆直径Zi=24Z2=73 di=60mm d2=182.5mm=必 X1 0.5 X S& = 60 X (1 05 X 0.3 = 51mm=da X 1 0 X 外 = 1825 X (1 0,5 X 0.3： = 155125mm锥顶距为y X S 十 = y X1 = 9006即R=96.06mm齿宽为b=29mm取

14、b=29mmb = / X 龙=0.3 X 96.06 = 28.818mm5.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为5 - 0.85 X h X m X (1 - 0*5) X X 皿K、b、m和小R同前圆周力为2 XT,2 X 26859.38(Ttf = = = 1011JV d X (1-0,5) 60 X (1-0,5 X 03)齿形系数YFa和应力修正系数YS3当量齿数为：小齿轮当量齿数：24心=-f- = = 258式/)COS18.1992大齿轮当量齿数：1 18.19922 71.8008Zv1=25.3Zv2=230.3句73心=-J =B = 230.38式“)

15、cds71,S00S查机械设计(第九版)图10-17,10-18表得：% =2,105YSal = 1.55, d2 = 1.S82由机械设计（第九版）图20-24查得小齿轮和大齿轮的齿根 弯曲疲劳极限分别为：由查机械设计（第九版）图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系 数：小灯工=0/714, %? = 0.7715取弯曲疲劳安全系数S=1.7,得许用弯曲应力r -1%X F! ml0.71 米 X 5OC=1.7r -1七辟之 X0775 X 380kflL =z= 3 附/ 口uFr% %5 X b 山; 0.53- X % = 323M皿*= 210JWPay y y叼，=X=112.3

16、23MP。 勺二=173MPa 维士 * 融 1故弯曲强度足够。5.5计算锥齿轮传动其它几何参数并备录.(1)计算齿根高、齿顶局、全齿高及齿厚fia = mX h鼠=2.5mmkf=mX+ c：) = 325mmh = (& + hf) = m X (2*n + c*) = S而25mmrrms = 3.925mm2(2)计算齿顶圆直径dttl =+ 2 X 左口 = m X (z +=65mmda2 = da + 2Xfaa=-mX (z2 + 21：曜=187.Srrem(3)计算齿根圆直径由计算可得 弯曲强度足够ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm s=3.925m

17、mdfi =- 2 X kf = m X （z 2五:瓠2c*） = 53.75mmdf1=53.75mmdf2=176.25mmd/= d2 2Xh = mX （z2 2五黑2c* = 176.25mm注: % 二 1-0. c* 二 025（4）计算齿顶角 8 a1=8 a2=atan（ha/R）=1 0 2926（5）计算齿根角 9 f1= 8 f2=atan（hf/R）=1 5147（6）计算齿顶锥6 a1 =19 24T8 a2 =73 17296 a1=6 1+8 a1=19 41246 a2= 6 2+8 a2=73 1729（7）计算齿根锥角Sf1= 16 209 8 f2=

18、69 56156 f1=SQ f1=16 0 209 6 f2= 3 Q f2=69 5615第六章减速器低速级齿轮传动设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45（调质），硬度为240HBs大齿轮45（正火（常化）,硬度为190HBS小齿轮45（调质）， 硬度为240HBS,大 齿轮45（正火（常 化），硬度为 190HBS选小齿轮齿数Z1=23,则大齿轮齿数 Z2=Z1X i=23X 4.52=104。实际传动比i=4.522压力角a =20。6.2 按齿面接触疲劳强度设计6.2.1 由式试算小齿轮分度圆直径，即X卷e . 丁 +1X X号丫/u 的 J1）确定公式中的各参数值试

19、选载荷系数KHt=1.3p3 85T = 9s5000。X = 9550000 X = 7659M96/V n4S0选取齿宽系数小d=1由机械设计（第九版）图10-30选取区域系数Zh=2.46查机械设计（第九版）表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数 Ze/ Zi X cos a /23 X cos200a(rl= ar ccos 1 = arccos ( = 30.172a/ z2 X cosa = arccosi22.785e/1Q4 X cos20 arccosf 104+ 2X1KHt=1.3小d=1ZH=2.46ZE=189.8MPa2

20、3 + 2 X 1 /名i X tanar) -F z2 X (tana tana12朽tcm20c)23 X (ta7t30.172 - tan20) 4 104 X (tan2Z.78527r=1.724E* =4-1.72430.871接触疲劳强度用 重合度系数Z 0.871计算接触疲劳许用应力bH 由机械设计（第九版）图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：-si = 60clM阻 叫皿工=SSOMpa计算应力循环次数% = 60 X n X/ X = 60 X 480 X 1 X 16 X 300 X 10 = 1.382 X 10?1.382 X 104.S2=3.0

21、53 X 103应力循环次数9NL1 1.328 10NL2 3.058 108由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数:=。,862 1 s= O9S取失效概率为1%,安全系数S=1,得= S17MPa引095 X S5O = S22MPa取（T H1和（T H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(T H=517MPa(rH=517MPa 2）试算小齿轮分度圆直径X ZE X%,工 2 X L3X 765姐96 4.52 + 12.46 X 189.BX0.871517=53.191mm6.2.2 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度丫JTX d1r

22、 X n n X 53.191 X 480 v =133660X100060 X 1000齿宽bb = / X = 1 X 53191 = 53.191mm查机械设计（2）计算实际载荷系数KH（第九版）表10-2表得使用系数Ka=1.25查机械设计（第九版）图10-8得动载系数Kv=1.077b=53.191mm齿轮的圆周力Ka=1.25=2 X = 2 X76598.96 =2880.147N53J91Kv=1.077Kh“=1.4Khb =1.442FtK支 xL25 Xb2880447 68N100/V53.11 2mH mmKh=1.4Kh=2.718=5X191X查机械设计（第九版）

23、图10-8得齿间载荷分配系数: 查机械设计（第九版）表10-4得齿向载荷分布系数：Khb=1.442实际载荷系数为小=/ X / X X= 1.25 X 1.077 X 14 X 1.442 = Z.718 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径= fZ.718=6&015mm1.34）确定模数d1 60.015 m =2.957mTnj 23= 3mm6.3 确定传动尺寸 计算中心距计算小、大齿轮的分度圆直径任工=Z1 X m = 23 X 3 = 69mmd2 = z3 X m = 104 X 3 = 312mm.计算齿宽b =中 X = 69mm取 B1=75mmB2=70mm6.4校核齿根

24、弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2XKXTrrF - 1 y y j口翼耳d”号工 dD M TTi KK、T、m和di同前齿宽 b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa查机械设计（第九版）表10-17表得：7=9, =之155=1,575, YSb2 = 1.814得重合度系数Y e =0.685查机械设计（第九版）图20-24C得小齿轮和大齿轮的齿根弯 曲疲劳极限分别为：m=3a=190mmd1=69mmd2=312mmB1=75mmB2=70mmYe =0.685FN2. X FFtm20.S77X3801?4=238.043xW/Ja由机械设计（第九版）图10-22查取弯曲疲

25、劳系数:=0,775, %工=0B77取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力rmi 0.775 X 5001.4四吧=276.78MPa2 X KX r V Y b Km X d Fal由计算可知弯曲强度足够ha=3mm hf=3.75mmh=6.75mmdai=75mm da2=318mm dfi =61.5mm df2=318mmX X Y = S8.21MPa *二 27&786MpiiulL SL 户 _ _Ly * y% = 41 乂三4 crF2 = 238.043Af?a 号虱X左任1故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高ha = mX.蟆

26、打=3mm% = m X （1罐 + 琮）=3.7Emmh = (ha+hf) =mX (2A*n + AO X I = 112 X = IS.Bl/Tim#1J144。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%= （1 + 0.05 X IS.81 = 16.6mm查机械设计课程设计表 4.41可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30轴的结构设计dmin=16.6mma.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bXh=8Xdi=30mm7mm（GB/T 1096-2003）,长 L=63mm；定位轴肩直径为 3

27、5mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度di=30mm d2=35mm d3=40mm d4=47mm d5=40mm d6=35mmLi=80mmL2=44mm第 1 段：d1=30mm, L1=80mm第 2 段：d2=35mm （轴肩）,L2=44mm第3段：d3=40mm （与轴承内径配合）,L3=18mm第 4 段：d4=47mm （轴肩），L4=77mm第5段：d5=40mm （与轴承内径配合），L5=18mm第6段：d6=35mm （与主动锥齿轮内孔配合），L6=47mm弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图

28、所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（di为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力一 = 2 X = 1053JVmJ.小锥齿轮所受的径向力异士 二用1 X tana X = 364N小锥齿轮所受的轴向力己土 =忆 X tana X svnSl = 120N第一段轴中点到轴承中点距离 La=93mm,轴承中点到齿轮中点距离Lb=95mm,齿轮受力中点到轴承中点距离 Lc=41.5mmc.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力5 1 X一 耳 1 * 5川=-T120X-64X41.5 =-126.87795轴承B在水平面内的支反力Rsli =耳-丹霞

29、=364 - -126.8 = 490.BN轴承A在垂直面内的支反力L415=0 X= 1C53 X - = 459.997V 且了日Lb95轴承B在垂直面内的支反力L3=18mmL4=77mmL5=18mmL6=47mmFti=1053NFri=364NFai=120NRah=-126.8NRbh=490.8N投 w = -(1053 + 459.99) = -1512.997V轴承A的总支承反力为:=，-126君) += 477.157VRav=459.9NRbv=-1512.99N轴承B的总支承反力为:rb =+ 砾=7490,82 + -1512.99z = iSO.GAfRa=477

30、.15Nd.绘制水平面弯矩图Rb=1590.6N截面A在水平面内弯矩= OJV mm截面B在水平面内弯矩51二-364 X 415 + 120 X = -12046N mm2截面C在水平面内弯矩Medmi51Fal X = 12。X = 30607V mm 22e.绘制垂直面弯矩图截面B在垂直面内弯矩=45999 X 95 = 43699.0SN , mm截面B处合成弯矩Mb = jAf品 + Af金=/(-12046)2 +(43699,05)z = 4-5323.94JV 截面C处合成弯矩Mc -崂& + M - v(3060)2 + (0)2 3060N mm g.绘制扭矩图T = 26

31、322.197V*mm h.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩Mva =+ C0-6 x 26322.19)z = 1S793,31/V* W的截面B处当量弯矩=叫: + aT)Z = 4-5328.94z +(0.6 X 2632 2.19)s = 48001,厅N tram截面C处当量弯矩M馆= 此 + (crT)a 二 30602 + (0.6 X 26322.19)2 = 160g7O2N , mm截面C处当量弯矩MVI =厩 + 工=V0a + (0 & x 26322.193 = 15793,3：1N *ftf* Alt flap1 _i rOs-T代启Y- RBVHCJMMWW.11

32、1 1 kF -， 1 | 一 “ 1 II“UUI| IIIMTSmH 11HUllllinmgFP I* IWK HEl.m i riM15III Hill 1 II llllFii, .HrlTk ia=s Hp i一 W. 一 一 -rri ri HI IIIITIII1IITII1 HllllbivnUU1111 IllUlnmmrJa cKE.攀枝花学院机械工程学院机械设计课程设计i.校核轴的强度其抗弯截面系数为7T x d3W = 6280mE32抗扭截面系数为7T X rf3, = 125gomET 16最大弯曲应力为MO7 = = 7.64AfPa W剪切应力为=2.14Af

33、Pa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉 动循环处理，故取折合系数a =0.6,则当量应力为查表得45,调质处理，抗拉强度极限6B=640MPa,则轴的许用弯(T e(T -1b,所以强度满足要求曲应力(r-1b=60MPa, (T e -40 X f = 115 X = 23.02mm# J 460由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离 x远大于2,因此 设计成分离体，即齿轮 3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶 梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上

34、齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的 另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过 渡配合固定。s255HBs 许用弯曲应力为(T =60MPaA0=115dmin=25mmb.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=25mm （与轴承内径配合），L1=30mm （由轴承宽度和 齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=31mm （与小锥齿轮内孔配合），L2=73mm （比小锥齿轮轮毂宽度小2mm,以保证齿轮轴向定位可靠）第 3 段：d3=41mm （轴肩），L3=19mm第4段：d4

35、=31mm （与大锥齿轮内孔配合），L4=54mm （比大锥齿轮轮毂宽度小2mm,以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25mm （与轴承内径配合），L5=30mm （由轴承宽度和齿轮与箱体内弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力%= 1053JV大锥齿轮所受的径向力大锥齿轮所受的轴向力2 = 3647Vdi=25mm d2=31mm d3=41mm d4=31mm d5=25mmLi=30mmL2=73mmL3=19mmL4=54mmL5=30mm齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）年

36、76599.961053JVF = 2 X= 2220A/42齿轮3所受的径向力120用Ft2 =月* tana = 2220 X tan200 = 8087Vc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=59.5mm,低速级小齿轮中364AT点到高速级大齿轮中点距离Lb=82.5mm,高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=50mm 轴承A在水平面内支反力% =:-59.5+82.5 + 50808 X 59.5 - 12G K 69.5 + 82.5) + 364 X 电算 -=335AT轴承B在水平面内支反力正弱 =耳3 一 区/一匕 =808-(335) - 120 =

37、3S3N轴承A在垂直面内支反力rav -耳a X% 4% X (La +zj_2220X 59.5 +1053X (59.5 + 82.5)59.S + 呢 5 + 50=1467川O X+ LJ + & X Le2220 X (92.5 + SO) +1053 X 5059 3 + 825 + 50=1806翔Rah=-335N轴承A的总支承反力为:喳 +喝=/(335)z + (1467)z = 1S04.76/V轴承B的总支承反力为:Rbh=353NRav=1467NRbv=-1806N+ % = 7(353)z -|- (1806)2 = 1B40-18/Vd.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩= m&l Q截面C右侧在水平面内弯矩=R. X Ic = (335x HO) = 167SON mmRa=1504