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1、 课 程 设 计 课程名称 机械设计基础 题目名称 带式运送机传动装置 学生学院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 200 年 月 日 目 录 机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明……………………
2、…………….3 二、电动机的选择…………………………………………….3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4 四、传动件的设计计算………………………………………..6 五、轴的设计计算…………………………………………….15 六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23 七、键联接的选择及校核计算……………………………….26 八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31 参考资料目录
3、 题目名称 带式运送机传动装置 学生学院 专业班级 姓 名 学 号 一、课程设计的内容 设计一带式运送机传动装置（见 图1）。设计内容应涉及：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 图2为参考传动方案。 图1 带式运送机传动装置 图2 参考传动方案 二、课程设计的规定与数据 已知条件： 1．运送带工作拉力： T= 450NmkN； 2．运送带工作速度： v = 0.8m/s； 3．卷筒直径：
4、 D =350mm； 4．使用寿命： 8年； 5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 三、课程设计应完毕的工作 1．减速器装配图1张； 2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）； 3．设计说明书 1份。 四、课程设计进程安排 序号 设计各阶段内容 地点 起止日期 一 设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用品 教1-201 第18周一 二 传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机； 计算传动装置运动和动力参数
5、传动零件设计计算: 带传动、齿轮传动重要参数的设计计算 教1-201 第18周一 至第18周二 三 减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计 教1-201 第18周二 至第19周一 四 完毕减速器装配图: 教1-201 第19周二 至第20周一 五 零件工作图设计 教1-201 第20周周二 六 整理和编写设计计算说明书 教1-201 第20周 周三至周四 七 课程设计答辩 工字2-617 第20周五 五、应收集的资料及重要参考文献 1 孙桓, 陈作模. 机械原
6、理[M]. 北京：高等教育出版社，2023. 2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2023. 3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995. 4 机械制图、机械设计手册等书籍。 发出任务书日期：2023年 6 月23日 指导教师署名： 计划完毕日期： 2023年 7 月11日 基层教学单位负责人签章： 主管院长签章： 设计计算及说明 结 果 一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮
7、传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作规定和工作条件，选用一般用途的三项异步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1) 卷筒的输出力F=T/r=2571.438N 卷筒轴的输出功率ＰＷ 2) 电动机输出功率Ｐd 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得： 弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承；V带传动=0.96 则 故 3
8、．电动机额定功率 由[1]表20-1选取电动机额定功率 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则 电动机转速可选范围为 可见只有同步转速为960r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y132S-6。重要性能如下表： 电机型号 额定功率 满载转速 H DXE Y132S-6 3KW 1000r/min 132M 38X80 5、计算传动装置的总传动比并分派传动比 1）、总传动比=n0/nw=21.98 2)、分派传动比 假设V带传动分派的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=
9、 二级减速器中： 高速级齿轮传动比i 低速级齿轮传动比 三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： 2．各轴输入功率 按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 3．各轴输入转矩T(N•m) 将计算结果汇总列表备用。 项目 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ N转速（r/min） 960 480 124.67 43.74 P 功率（kW） 2.49 2.39 2.29 2.13 转矩T(N•m) 47.55 465.05 i传动比
10、2 3.85 2.85 效率 0.96 0.99 0.97 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的重要参数。 已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。 设计内容涉及选择带的型号、拟定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（由于之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行） 1）、计算功率 = 2)、选择V带型 根据、由图8-10《机械设计》p157选择A型带（d1=112—140mm） 3）、拟定带轮的基准直径并验算带速
11、v (1)、初选小带轮的基准直径，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 （2）、验算带速v 由于5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 ， 初定=250mm （4）、拟定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7 0.7 262.5a750 初定中心距=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+ =2×500+π×0.5
12、×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×500 ＝1597mm 由表8-2先带的基准长度=1600mm c.计算实际中心距 a＝+( -)/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° 包角满足条件 （6）.计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据=960r/min 和=125mm 表8-4a 用插值法求得=3.04kw 单根
13、v带的传递功率的增量Δ 已知A型v带，小带轮转速=960r/min 转动比 i==/=2 查表8-4b得Δ=0.35kw 计算v带的根数 查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数=0.99 =(+Δ)××=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW Z= =7.29/5.34=1.37 故取2根. （7）、计算单根V带的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=190.0N 对于新安装的V带,初拉力为:1.5=285N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3=247N （8）．计算带传动的压轴力 =2Zsin
14、/2)=754N （9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热解决方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质解决 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质解决 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮=22，则=，=223.85=84.7，
15、取=86并初步选定β＝11° 拟定公式中的各计算数值 a.由于齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425 c.由图10-26查得, ,则 d.计算小齿轮的转矩:。拟定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式拟定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环次数 i.由图10-19
16、取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96 =/S=540 Mpa = /S=528 Mpa =(+)/2=543 Mpa 3）、计算 （1)计算齿宽B及模数 B=φd=1X51.9mm=51.9mm =cosβ/=2.038mm H=2.25=5.19mm B/H=51.9/5.19=10 （3）、计算纵向重合度 =0.318φdtanβ=1.704 （4）、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故载荷系数 （5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 ==44.89mm （6
17、计算模数 = Cosβ/Z1=1.99mm 4）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 (1)、计算载荷系数: (2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数 齿形系数 ， （4）、由[1]图10-5查得 由表10-5 查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=303.57 MPa =/S=238.86 MPa （5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代
18、入[1]式（11-15）计算。 （6）、计算法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=44.89mm来计算应有的数,于是有: 取2mm； （7）、则，故取=22 .则==8.47，取 （8）、计算中心距 取a1=110mm （9）、拟定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径: = = （11）、拟定齿宽 取 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 低速轴的齿轮计算 1）、选择材料热解决方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮
19、 40Cr 调质解决 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质解决 HB2=240HBS 2）、取小齿轮=37，则==105 取=105，初步选定β＝11° 3）、按齿面接触强度计算: 拟定公式中的各计算数值 a.由于齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数 c.由图10-26查得 则 d.计算小齿轮的转矩: 拟定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动
20、常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式拟定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97 =/S=576Mpa = /S=533.5 Mpa =(+)/2=554.8 Mpa 4）、计算 （1）、计算齿宽b及模数 B=φd=1X65.87=65.87mm =cosβ/ =1.75mm H=2.25=3.93mm b/h=16.76 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdZ1tanβ=1.7
21、04 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 ==75.58mm （5）计算模数 = cosβ/=2.005mm 5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 a上式中 b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.85 c计算当量齿数 齿形系数 ， 由[1]图10-5查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.86,=0.89 d
22、计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=307.14 MPa =/S=241.57 MPa e比较 且，故应将代入[1]式（11-15）计算。 f法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=75.58mm来计算应有的数,于是有: 取2mm 37.则 g中心距 取a1=145mm h拟定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径: = = J 齿宽 取 4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的
23、啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质解决，查表15-31，取 2）初算轴的最小直径 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。由于带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=23.91mm。故取=26mm 高速轴工作简图如图(a)所示 一方面拟定个段直径 A段：=26mm 有最小直径算出） B段：=30mm，与轴承配合，取轴承内径 C段：=36mm D段：=50mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116 G段， =30mm, 与轴承配合
24、取轴承内径 第二、拟定各段轴的长度 A段：=1.6*26=43.6mm,圆整取=44mm B段：=88mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后取88mm C段：=70mm, D段：，齿轮的齿宽 E段：=36mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=36mm 轴总长L=290mm 2、轴Ⅱ的设计计算 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质解决，查表15-31，取 2）初算轴的最小直径 由于带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=38.75mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应当设计在与轴承配合部分，初选角接触轴
25、承7208C，故取=40mm 轴Ⅱ的设计图如下： 一方面，拟定各段的直径 A段:=40mm,与轴承配合 F段：=40mm，与轴承配合 E段：=42mm，齿轮轴上齿轮的分度圆直径 B段：=44mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C段：=80mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 然后拟定各段距离： A段： =18mm, 考虑轴承宽度与挡油盘的长度 B段：=21mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：=64mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E段：=10mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定） F段：=44mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D段：=4
26、2mm, 考虑轴承宽度与挡油盘的长度 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率P=2.13KW,转速n =43r/min,T=46505Nmm 轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110 所以轴的直径: =34.65mm。由于轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=38.80mm。 由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3 轴孔的直径=40mm长度L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下： 一方面，拟定各轴段直径 A段: =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合 B段: =62mm,齿厚 C段: =70mm,定位轴肩，取h=4mm D段: =6
27、6mm, 非定位轴肩，h=2mm E段: =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合 F段: G段: =40mm, 联轴器的孔径 然后、拟定各段轴的长度 A段: =45mm,由轴承宽度和挡油盘尺寸拟定 B段: =56mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装 C段: =9mm, 定位轴肩 E段: =60mm, 考虑整体安装尺寸 F段: =82mm,轴承宽度 G段: =82mm,联轴器孔长度 轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知： 设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图： 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反
28、力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在C右边 W=0.1=9469 =/W=14.49MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知： 设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图： 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在B右边 W=0.1=33774 =/W=5.98MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 第三根轴: 求轴上载荷 已知： 设该齿轮齿向是右旋，受力如图：
29、 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩 由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300 =/W=19.77MPa<70MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为7206C的角接触球轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125)轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： 由于 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 、 2
30、计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 由于 由于， 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,天天1班制.寿命36年.故所选轴承合用。 2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125)角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： 由于 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 由于 由于， N 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,天天1
31、班制.寿命58年.故所选轴承合用。 2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 角接触球轴承7212C的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为： 由于 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 由于 由于， 所以取 3）校核轴承寿命 按一年300个工作日,天天1班制.寿命52年.故所选轴承合用。 七、键联接的选择及校核计算 钢 铸铁 1．Ⅰ轴上与带轮相联处
32、键的校核 键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa =125MPa 满足设计规定 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa 满足设计规定 3．Ⅲ轴上 １）联轴器处 采用键A，A12×25，b×h×L=10×8×36单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa 2）联接齿轮处 采用A型键A 单键 ＝125Mpa 满足设计规定 八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下： （1）判断危险截面 在A-B轴段内只受到扭矩
33、的作用，又由于e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是拟定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是同样的，所以只需校核E段左右截面即可。 （2）.截面右侧： 抗弯截面系数 抗扭截面系数 左截面上的扭矩T3为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 轴的材料为40Cr,调质解决。由表15-1查得： 截面上理论应力系数按附表3-2查取。因 经查之为：； 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数； 故有
34、效应力集中系数按式（附表3-4）为： 皱眉通过表面硬化解决，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为： ； 有附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数为 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：； 又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数 则界面安全系数： 故可知道其右端面安全； 同理可知：E段左端面校核为： 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV上的扭矩T3为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 由表15-1查得： 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数； 有附表3-8用插值法查得： 轴按磨削加工，由附图3-4得表面
35、质量系数为：； ； 又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数 则界面安全系数： 故E段左端截面的左端面都安全！ 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288m
36、m取16mm 地脚螺钉数目 n a<250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=13.15mm取8mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm取180mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位销直径 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外机壁距离 c1 d1、d2至凸
37、缘边沿距离 c2 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h 外机壁至轴承座端面距离 L1 c1+c2+(5~8)=44 内机壁至轴承座端面距离 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齿轮端面与内机壁距离 △2 ≥δ=8mm取10mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距离 s s≈D2 2、减速器附件的选择，在草图设
38、计中选择 涉及：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。 参考资料目录 [1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2023年5月第7版 [2] 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2023年5月第8版 [3] 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书[M]．北京：高等教育出版社，2023年8月第1版 [4] 左宗义，冯开平主编． 画法几何与机械制图[M]
39、．广州：华南理工大学出版社，2023年9月第1版 [5] 刘锋，禹奇才主编. 工程力学·材料力学部分[M]. 广州：华南理工大学出版社，2023年8月第1版 [6] 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学·理论力学部分[M]. 广州：华南理工大学出版社，2023年8月第1版 =10.99 =3.85 =2.85
40、 V=6.28m/s =250mm =500mm =1600mm ＝166° V带取2根. =190.0N =754N 9
41、 =1.704 K=2.001 =44.89 2mm a1=110mm = = K=1.960
42、 2mm a1=145mm =11.76 =75.586mm =214.414mm =26mm L=290mm S=174mm =30mm
43、 =40mm =14.49MPa =5.98MPa
44、 =19.77MPa
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