8-X6132型万能卧式升降台铣床主轴变速系统设计
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8-X6132型万能卧式升降台铣床主轴变速系统设计,X6132,万能,卧式,升降台,铣床,主轴,变速,系统,设计
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目录第 1 章 机床的规格及用途 . 1第 2 章 运动设计. 12.1 确定极限转速. 12.2 确定公比. 12.3 求出主轴转速级数. 12.4 确定结构网或结构式. 22.5 绘制转速图. 22.5.1 选用电动机. 22.5.2 确定传动轴的轴数. 22.5.3 绘制转速图. 32.6 转速图. 4第 3 章 传动零件的初步计算 . 53.1 传动轴直径初定. 53.2 主轴轴颈直径的确定. 63.3 齿轮模数计算. 63.3.1 初算齿轮模数. 63.3.2 对各种限制的讨论. 73.3.3 其余验证. 83.4 核算主轴转速误差. 8第 4 章 零件的验算. 94.1 第 2 变速组的验证计算. 94.1.1 小齿轮的弯曲强度验算. 94.1.2 大齿轮的接触强度验算. 104.2 传动轴的验证计算. 124.2.1 传动轴的载荷分析. 124.2.2 传动轴的最大挠度计算. 134.2.3 传动轴在支承处的倾角计算. 164.3 主轴组件的静刚度验算. 164.3.1 计算条件的确定. 164.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算. 17 第 5 章 结构设计的说明 . 20 第 6 章 参考文献. 21第1章机床的规格及用途本 设 计 机 床 为 卧 式 升 降 台 铣 床 ， 其级数 Z = 18 ， 最 小 转 数 nmin = 28r / min ，转速公比为j = 1.26 ，驱动电动机功率 N = 5.5kW 。主 要用于加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢、硬质合金、陶瓷材 料做成的刀具。第2章运动设计2.1确定极限转速由 已 知 最 小 转 数 nmin = 28r / min ， 级数 Z = 18 ， 得 到 主 轴 极 限 转 速第 21 页，共 22 页nmax = 1400r / min ，转速调整范围 Rn= Rmax = 50 。Rmin2.2确定公比由设计任务书给定条件，转速公比j = 1.26 ，由参考文献1，查得其转速 数列为 28，35。5，45，56，71，90，112，140，180，224，280，355，450，560，710，900，1120，1400 (r / min) 。2.3求出主轴转速级数由参考文献 1，转速级速z = lg Rn + 1 lg j(1-1)其中： Rn 转速调整范围j 转速公比将 Rn = 50 ，j = 1.26 代入，得 z = 18 。2.4确定结构网或结构式在设计简单变速系统时，变速级数应选为 z = 3m 2n 的形式，其中 m, n 为正 整数。故 z = 18 = 32 21 ，即选用 2 对三联齿轮，1 对两联齿轮进行变速。由参考文献2，主变速传动系设计的一般原则是：传动副前多后少原则， 传动顺序与扩大顺序相一致的原则，变速组降速要前慢后快。 因此，确定其 变速结构式如下：18 = 31 33 29其最末扩大组的调整范围(1-2)nr = j 9 = 1.269 = 8 8 ，满足要求。由于其调整范围已经达到最值，故其最大传动比与最小传动比均已确定，即最大传动比：(1-3)最小传动比2.5绘制转速图umax = 2u = 1 (1-4)m i n 42.5.1选用电动机由参考文献1，选用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机，其级 数 P = 4 级，同步转速1440r / min ，电机型号Y132S - 4 。2.5.2确定传动轴的轴数传动轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 52.5.3绘制转速图图 2-1 主传动系统转速图2.6转速图由参考文献2，根据各级变速组传动比，在满足各传动比的各总齿数和中 选择，得各传动组各齿轮齿数由图 2-2 所示：图 2-2 传动示意图第3章 传动零件的初步计算3.1传动轴直径初定由参考文献1，传动轴直径按扭转刚度用式(3-1)进行计算：Nd = 914其中： d 传动轴直径(mm)n j j ( mm )(3-1)N 该轴传递的功率( kW )n j 该轴的计算转速( r / min )j 该轴每米长度允许扭转角( deg/ m )，本例中，取 0.75由图知，各轴的计算转速为：n j = 90r / min ， n j = 112r / min ， n j = 280r / min ， n j = 560r / min ，nj= 1440r / min 。由于本计算为初定，各轴传递功率为电机功率乘以其中的效率，故各轴取电机功率可能造成传动轴直径较大，但是不会造成轴强度不够的情况。故各轴 的 N = 5.5 带入：得：dI = 9145.51440 0.75= 24.31mmdII= 9145.5560 0.75= 30.78mmdIIId= 914= 915.5280 0.755.5= 36.61mm= 46.03mm4 112 0.75取各轴最小轴径为 dI = 24mm ， dII = 30mm ， dIII = 35mm ， d = 45mm3.2主轴轴颈直径的确定由参考文献 3，功率为 5.5kW 的卧式铣床选用前轴颈轴径为90mm ，后轴 颈选用前轴颈的 70%85%，为了选用轴承的方便，主轴中部与圆锥滚子轴承 后轴颈配合测轴颈去 70mm ，为使主轴缓慢过渡，主轴后部与深沟球轴承轴承 配合处的轴颈55mm 。3.3齿轮模数计算3.3.1初算齿轮模数一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择各组负荷最重的小齿轮，由参 考文献1，其计算得到的齿轮模数为：3m = 16338(u 1) Nd(3-2)1 njmj jj z 2us 2其中：m j 按接触疲劳强度计算的齿轮模数；Nd 驱动电动机功率(kW)；u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比u 1，外啮合取“+”号，内啮 合取“-”号；z1 小齿轮齿数；j 齿宽系数，j = B ( B 为齿宽，m 为模数)，j = 6 10 ，此mm m m处，均选用jm = 8 ；s j 许用接触应力( MPa )，查表可得s j = 1370MPa对于基本组 ， 小齿轮最小齿数是 z1 = 24 ， u = 2 ， 其 计 算 转 速 为n j = 560r / min 带入式(3-2)得m j1= 16338 3(2 +1) 5.58 242 2 13702 560= 1.95mm 取对于第一扩大组变速组，小齿轮最小齿数是 z1 = 26 ，u = 2.5 ，其计算转速为 n j = 280r / min 带入式(3-2)得m j 2= 16338 3(2.5 + 1) 5.58 262 2.5 13702 280= 2.28mm对于第二扩大组变速组，小齿轮最小齿数是 19， u = 4 ，其计算转速为n j = 355r / min 带入式(3-2)得m j1= 16338 3(4 +1) 5.58 192 4 13702 355= 2.496mm3.3.2对各种限制的讨论对于第二扩大组变速组，由于主轴轴径是由标准查得，其值较大，前轴径 为90mm ，后轴径为55mm ，即安装齿轮处轴外径约为80mm ，由参考文献1， 轴上的小齿轮还考虑到齿根贺到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，即其最小齿数 zmin 应满足：z 1.03 D + 5.6minm(3-3)其中： D 齿轮花键孔的外径(mm)，单键槽的取孔中心至键槽槽底的 尺寸两倍m 齿轮模数对于主轴，选用单键槽，查得 D = 45.4 2 = 91.8 ，若 m = 3 ， zmin = 37.12 ， 大于已确定的最少齿数。若 m = 4 ， zmin = 29.24 35 ，满足要求，故第二扩大 组变速组的模数取 m3 = 4mm 。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴外，其余轴均选用花键连接。对于第二扩大组变速组，在轴上，选用花键8 46 50 9 ，将 D = 50 带 入，若 m = 2.5 ，则 zmin = 26.2 ，大于已确定的最小齿数 26 。若 m = 3 ，则 zmin = 22.8 ，小于 26。故取第二扩大组的齿轮模数 m = 3mm 。 在本设计中，第一扩大组和第二扩大组之间选用了一个公用齿轮，由于相互啮合的齿轮要选用相同的模数，故第一扩大组变速组的齿轮应选用模数为m = 3mm 的齿轮。验证第一扩大组变速组，第轴选用花键8 32 36 6 ，将D = 36 代入，得 zmin = 18 ，小于最小齿数 24。故满足要求。故第一扩大组变速组选用模数 m2 = 3 。对于电机轴上的齿轮配合，选 D = 25mm 。若 m = 2 ，得 zmin = 18.5 ，小 于最小齿轮 26，故选取 m = 2mm 满足要求。3.3.3 其余验证1. 机床主传动系统最小齿数 zmin 18 20 ，所有齿轮均满足此条件。2. 机床主传动的最小极限传动比为 u 1 ，中型机床的最大齿数和min 4Sz max = 120 ，以上设计均满足此要求。3.4核算主轴转速误差由参考文献1，实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过(j - 1)%，即 2.6% 。经过核算，18 级转速各设计转速的实际转速为：28：1440 26 24 26 19 = 28.068 误差 0.24%67 48 65 7635。5：1440 26 28 26 19 = 35.72367 44 65 76误差 0.63%45：1440 26 32 26 19 = 44.90867 40 65 76误差 0.2%56：71：90：112：140：180：1440 26 24 40 19 = 55.035 误差1.70%67 48 51 761440 26 28 40 19 = 70.040 误差1.34%67 44 51 761440 26 32 40 19 = 88.055 误差 2.1%67 40 51 761440 26 24 56 19 = 112.270 误差 0.24%67 48 35 761440 26 32 56 19 = 179.630 误差 2.07%67 40 35 761440 26 32 26 19 = 44.908 误差 0.20%67 40 65 76224：280：355：450：560：710：900：1120：1400：1440 26 24 26 63 = 221.036 误差1.32%67 48 65 321440 26 28 26 63 = 281.320 误差 0.47%67 44 65 321440 26 32 26 63 = 353.650 误差 0.38%67 40 65 321440 26 24 40 63 = 433.400 误差3.60%67 48 51 321440 26 28 40 63 = 551.600 误差1.40%67 44 51 321440 26 32 40 63 = 613.400 误差 2.30%67 40 51 321440 26 24 56 63 = 884.142 误差1.76%67 48 35 321440 26 28 56 63 = 1125.270 误差 0.47%67 48 35 321440 26 32 56 63 = 1414.600 误差 0.10%67 40 35 32可见，仅有设计转速 450 的实际转速误差略超过允许值，但是考虑到差距 不大，故选用本设计结果进行绘制。第4章零件的验算4.1第 2 变速组的验证计算第一扩大组变速组的最小齿轮齿数为 z1 = 26 ，与之相啮合的大齿轮齿数为z2 = 65 。由参考文献1，对于传递一定速度和功率的一般驱动用齿轮，基本、第一扩大组级变速组选用 7 级齿轮，主轴选用 6 级齿轮4.1.1小齿轮的弯曲强度验算由参考文献4，对于直齿圆柱齿轮，弯曲应力需要满足下式：s = KFt Y Y Y s (4-1)FbmF s e F式中：s F 齿轮的弯曲疲劳强度( MPa )K 载荷系数，K = K A KV Kb Ka 。对于平稳的原动机与工作机，有使用系数 K = 1.0 ，由于 v = p d1t n1 = 280 2p 39 10-3A 60 1 000 60= 1.143m / s ，查表得 Kv = 1.08 ，设轴的刚性大，查得齿向载荷分布系数 Kb = 1.03 ，则齿间载荷分配系数 Ka = 1.1 故载荷系数 K = K A KV Kb Ka = 1.0 1.081.031.1 = 1.22Ft 齿轮所受切向力( N )，由于轴 II 最小转速为 280r / min ，代入得到最大切向力 Ft= Pvmin= Pwmin r=2805.5 103 2p 39 10-360= 4.812 103 N ；b 齿宽(mm)，此处b = 24 ；YF 齿形系数，查图得YF = 2.6 ；Ys 齿轮齿根应力修正系数，查图得Ys = 1.56 ；ee eeY 重合度系数。Y = 0.25 + 0.75 ，其中azae = 1.88 - 3.2( 11+ 1 ) = 1.707 ，代入得Yz2= 0.689 ；Fs F 许用弯曲应力( MPa )，s = s F limYN ，本齿轮采用 45钢SF渗碳淬火，查表得弯曲疲劳极限应力：s F lim = 350MPa ，350 1YN = 1.0 ，取弯曲系数 SF = 1.25 ，代入，得s F代入公式，得 = = 280MPa 。1.251.22 4.812 103s = 2.6 1.56 0.689 = 227.9MPa sF24 3 F满足齿根弯曲疲劳强度。4.1.2大齿轮的接触强度验算由参考文献4，对于直齿圆柱齿轮，接触疲劳强度的校核公式为：s H = ZE ZH ZeKFt u + 1 s Hbd2 u(4-2)式中： Z E 材料弹性系数，由表查得 Z E = 189.8MPa ；Z H 节点区域系数，查表得 ZH = 2.5 ；Z e 重合度系数 ， ea = 1.88 - 3.2(1 + 1) = 1.707 ， 其 查表可得 z 1 z2Ze = 0 . 8 8；u 传动比，由前可知u = 65 = 2.5 ；26Ft 齿轮所受切向力( N )，由于该对齿轮进入啮合时，轴 III 的最小转 速为112r / min ，代入，得到最大切向力：Ft =Pvmin= Pwmin r=112 5.5 1032p 97.5 10-360= 4.810 103 NK 载荷系数，K = K A KV Kb Ka 。对于平稳的原动机与工作机，有使用系数 K = 1.0 ，由于 v = p d1t n1 = 112 2p 97.510-3A 60 1 000 60= 1.143m / s ，查表得Kv = 1.08 ，设轴的刚性大，查得齿向载荷分布系数 Kb = 1.03 ，则齿间载荷分配系数 Ka = 1.1 故载荷系数 K = K A KV Kb Ka = 1.0 1.081.031.1 = 1.22 。Hs H 许用接触应力，s = s H min ZN ，其中s 为试验齿轮的齿面S H minH接触疲劳极限，由参考文献4P146 知s H min = 1200MPa ， Z N 为接触强度寿命系数，取 Z N = 1.05 ，其余系数与前述相同，故s H= s H min Z NS H= 12001.05 = 1260MPa1代入计算得：1.22 4.810 103 2.5 + 1s = 189.8 2.5 0.88 = 553.24MPa s H 24 65 32.5H满足接触疲劳强度的要求4.2传动轴的验证计算齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装 处的倾角验算。其值均应小于允许变形量 y 及q ，允许变形量见参考文献3 上 910 页表 3。10-7，得 y = 0.0005l = 0.0005 360 = 0.18mmq = 0.001rad由参考文献1，对于传动轴 II，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验 算。4.2.1传动轴的载荷分析对传动轴的受力进行简化，得到下示载荷分布图：568080793035图 4-1 轴的受力分析其中Qa1, Qa 2 , Qa3 是第一扩大组变速组的驱动力，且 3 个驱动力不能同时作 用；Qb1 , Qb 2 , Qb3 是第二扩大组变速组的驱动阻力，且 3 个驱动阻力不能同时作用。 其弯曲载荷由下式计算：a bQ (/ Q ) = 2.12 107Nmzn( N )(4-3)式中：N 该齿轮传递的全功率( kW )，如前述原因，此处均取 N = 5.5kW 。m, z 该齿轮的模数 (mm) ，齿数；n 该传动轴的计算工况转速( r / min )，( n = naj nbj 或 n = nbj naj )naj 该轴输入扭矩的齿轮计算转速( r / min )nbj 该轴输出扭矩的齿轮计算转速( r / min )将六种驱动力/驱动阻力分别带入式(4-3)，可得到各驱动力为：Qa1Qa 2Qa 3= 2.12 107= 2.12 107= 2.12 1075.53 48 2805.53 40 4505.53 44 355= 2892 N= 2159 N= 2488N对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴速度 以后计算。4.2.2传动轴的最大挠度计算为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大 误差不超过 3%。由参考文献1，若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承 变形，在单在弯曲载荷作用下，其中点挠度为：l 3 N (0.75x - x3 )ya (/ yb ) = 171.39D4 mzn(mm)(4-4)式中： l 两支承间的跨距(mm)，对于轴，l = 360mm 。D 该轴的平均直径(mm)，本轴的平均直径 D 38mm 。x = ai ， a 齿轮 z 的工作位置至较近支承点的距离(mm)l i iya 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( mm )yb 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( mm )其余各符号定义与之前一致。对于输入的三个驱动力，计算其分别作用时对于轴中点的挠度值 对于Q ，其输入位置 a = 56mm ，故 x = 56 = 0.156a1a1 3603603 5.5 (0.75 0.156 - 0.1563 )ya1 = 171.39384 3 48 280136= 0.059mm对于Qa 2 ，其输入位置 aa 2 = 136mm ，故 x = 360 = 0.3783603 5.5 (0.75 0.378 - 0.3783 )ya 2 = 171.39384 3 40 45075= 0.090mm对于Qa3 ，其输入位置 aa3 = 75mm ，故 x = 360 = 0.2083603 5.5 (0.75 0.208 - 0.2083 )ya 3 = 171.39384 3 44 355= 0.066mm故 Qa 2 引起的 中 点 挠 度 最 大 ， 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 Qa = Qa 2 ，ya = ya 2 = 0.090mm 进行计算。此时轴转速为 450r / min此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算，各力为Qb1Qb 2Qb 3= 2.12 107= 2.12 107= 2.12 1075.53 40 4505.53 26 4505.53 56 450= 2159 N= 3322 N= 1542 N带入式(4-4)， 对于输出的三个驱动阻力，计算其分别作用时对于轴中点 的挠度值。对于Q ，其输入位置 a = 136mm ，故 x = 136 = 0.378b1b1 3603603 5.5 (0.75 0.378 - 0.3783 )yb1 = 171.39384 3 40 280= 0.145mm144对于Qb 2 ，其输入位置 ab 2 = 144mm ，故 x = 360 = 0.4yb 2 = 171.393603 5.5 (0.75 0.4 - 0.43 )384 3 26 28035= 0.228mm对于Qb 2 ，其输入位置 ab3 = 35mm ，故 x = 360 = 0.0973603 5.5 (0.75 0.097 - 0.0973 )yb3 = 171.39384 3 56 280= 0.032mm故 Qb 2 引 起 的 中 点 挠 度 最 大 ， 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 Qb = Qb2 ，yb = yb2 = 0.1798mm 进行计算。由参考文献1，中点的合成挠度 yh 可按余弦定理计算，即：y = y 2 + y 2 - 2 y ycos b(mm)(4-5)h a b a b式中： yh 被验算轴的中点合成挠度(mm)；b 驱动力 Qa 和阻力 Qb 在横剖面上，两向量合成时的夹角(deg)，b = d - 2(a + r )d 在横剖面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg)，按被验算的轴的旋转方向计量，由剖面图上可得d 值。啮合角a = 20 ，齿面磨擦角 r = 5.72 ，得 b = d - 2(a + r ) = 0 - 2(20 + 5.72) = -51.44代入计算，得：yh =0.092 + 0.2282 - 2 0.09 0.228 cos(-51.44) = 0.186mm说明：虽然计算结果： yh = 0.186mm 略大于需用值： y = 0.18mm ，但在计算过程中所采用的计算公式所选参数都是偏安全考虑取得略大，例如：N 该齿轮传递的全功率( kW )在计算过程中都取了 5.5 kW ，而电机功率只是5.5 kW ，在传递功率过程中有各种磨损，从而使功率损耗，所以齿轮传递的功 率必定会小于 5.5 kW 。所以计算结果略大于需用值也是允许的，满足设计要 求。4.2.3传动轴在支承处的倾角计算由参考文献1，传动轴在支承点 A，B 处的倾角qA ,qB 时，可按下式进 行近似计算：q A = -qB= 3 yh (rad )l3 0.186(4-6)代入 yh = 0.186mm ，l = 360mm ，得q A = -qB =360= 0.00155(rad )计算结果虽略小于许用值q = 0.001rad ，但都是偏安全考虑设计的，虽然 略小于许用值，但基本满足设计要求。4.3主轴组件的静刚度验算4.3.1计算条件的确定1. 变形量的允许值(1) 验算主轴轴端的挠度 yc ，目前广泛采用的经验数据为： yc 0.0002l (mm)(4-7)式中：l 两支承间的距离，在本主轴中，l = 310mm 。故取 yc = 0.062mm(2) 由参考文献1，对于工作台宽度为 320mm 的卧式铣床，其主轴前端 静刚度为120N / mm 。(3) 根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度。由参考文献 1，(1)、(2)、(3)可以任选一种，进行判定。此处，选用验算主轴轴端的挠度 yc 2. 切削力的确定最大圆周切削力 Pt 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算公式为：2 955104 h NtP = P d ( N )(4-8)Dj n j式中： Nd 电动机额定功率(kW)，此处 Nd = 5.5kW 。nhP 主传动系统的总效率，hP = hi ，hi 为各传动副、轴承的效i =1率。由参考文献3，对于普通机床的主变速系统，总效率hP = 0.7 0.85 ，此处，为方便起见，起hP = 0.8n j 主 轴 的 计 算 转 速 (r / min ) ， 由前知 ， 主 轴 的 计 算 转 速 为90r / min 。D j 计算直径，对于铣床， D j 为最大端铣刀计算直径，由参考文 献1，对于升降台宽度为 320 1250 的卧式铣床，其端铣刀的计算直径及宽 度分别为 Dj = 200mm ， B = 60mm 。将参数值带入(4-8)式，得 Pt = 4669N验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削 合力 P 。对于升降台式铣床的铣削力，一般按端铣计算，不妨设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力与 Pt 的比值可大致认为 PV = 0.95Pt = 4335.6N ， PH = 0.24Pt = 1120.6N ， Pa = 0.5Pt = 2334.5N 。则P = P2 + P2 0.98P = 4575.6 N ， P 1.1P = 5135.9N ，即 P 与水平面成 60H V t S t S角， PS 在水平面的投影与 PH 成 65 角。3. 切削力的作用点设切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 s ，则s = c + w (mm)式中： c 主轴前端的悬伸长度，此处 c = 81mmw 对于普通升降台铣床 w = B = 60mm代入，切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 s = 141mm4.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算(4-9)由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大，故仅对大齿轮进行 计算。主轴受力如图所示：图 4-2 主轴纵向视图力的分布图 4-3 主轴部件横向视图力的分布为了计算上的简便，主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变 形值按线性进行向量迭加，由参考文献1其计算公式为：(1) 计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 占的挠度 ycsp3sc2 - c3lsc(l + s)(l + c)scycsp= P6EI+3EIC l 2C l 2 (mm)(4-10)c B A式中： E 抗拉弹性模量，钢的 E = 2.1105 MPaIc 为 BC 段惯性矩，对于主轴前端，有4 70 4p d 4 (1 - a 4 )p 128 (1 - ( ) )I = = 128 = 12 106 mm4c 64 64I 为 AB 段惯性矩，有430 4p d 4 (1 - a 4 )p 80 (1 - ( ) )I = = 80 = 1.97 106 mm464 64其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得 ycsp = 0.0015mm其方向如图 4-3 所示，沿 P 方向，a p = 75.8 。(2)计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 yccM2y= M ( c+ lc + l + c +c) (mm)(4-11)ccM2EI3EIC l 2C l 2C B A式中各参数定义与之前保持一致。力偶矩M = PD j = 1008.5 100= 1
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