設(shè)計(jì)一臺(tái)單缸傳動(dòng)液壓機(jī)液壓系統(tǒng)及單缸柴油機(jī)曲軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)及剛度計(jì)算

班級(jí)PAGEPAGE201液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)分析題目要求設(shè)計(jì)一臺(tái)單缸傳動(dòng)液壓機(jī)液壓系統(tǒng)，工作循環(huán)式：低壓下行——高壓下行——保壓——低壓回程——上限停止。自動(dòng)化程度為半自動(dòng)，油缸垂直安裝。2工況分析液壓缸所受外負(fù)載F包括三種類型，即F=Fw+Ff+Fm式中：Fw—工作負(fù)載；Fm—運(yùn)動(dòng)部件速度變化時(shí)的慣性負(fù)載；Ff—導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟動(dòng)時(shí)為靜摩擦阻力，啟動(dòng)后為動(dòng)摩擦阻力，對(duì)于平導(dǎo)軌Ff可由下式求得：1.工作負(fù)載Fw=1X106N2.摩擦負(fù)載摩擦負(fù)載就是液壓缸驅(qū)動(dòng)工作時(shí)，所需要克服的機(jī)械摩擦阻力。由于液壓缸是垂直安裝，摩擦阻力相對(duì)工作負(fù)載慣性負(fù)載很小，一般可將其算在液壓缸的機(jī)械效率中，在這里不考慮。3.慣性負(fù)載慣性負(fù)載即運(yùn)動(dòng)部件在啟動(dòng)和制動(dòng)過(guò)程中的慣性力。計(jì)算公式：Fm=ma=GΔv/(g.Δt)式中：m—運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量a—運(yùn)動(dòng)部件的加速度G—運(yùn)動(dòng)部件的重量g—重力加速度Δv—速度變化值Δt—啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間，有經(jīng)驗(yàn)可得Δt=0.5S，沖頭啟動(dòng)和制動(dòng)的加速或減速都在0.5S內(nèi)完成。加速：Fm1=GΔv/(g.Δt)=2X104X0.025/9.8X0.5=102N減速：Fm2=GΔv/(g.Δt)=2X104X（0.025-0.001）/9.8X0.5=98N制動(dòng)：Fm3=GΔv/(g.Δt)=2X104X0.001/9.8X0.5=4.08N反向加速：Fm4=GΔv/(g.Δt)=2X104X0.025/9.8X0.5=102N反向制動(dòng)：Fm5=Fm4=102N液壓缸各階段中的負(fù)載入下表所示：工況負(fù)載計(jì)算公式液壓缸負(fù)載F/N液壓缸推力/N啟動(dòng)F=Fw0.5X106555555加速F=Fw+Fm1500102555668快下F=Fw500000555555慢下F=Fw-Fm2499902555447制動(dòng)F=Fw-Fm3499996555551反向加速F=Fm4102113制動(dòng)F=—Fm5-102-1133負(fù)載圖和速度圖的繪制按照前面的負(fù)載分析結(jié)果及已知的速度要求，行程限制等，繪制出負(fù)載圖及速度圖如下圖：4液壓缸主要參數(shù)的確定1.初選液壓缸的工作壓力液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設(shè)備類型確定，對(duì)不同用途的液壓設(shè)備，由于工作條件不同，通常采用的壓力也不同。根據(jù)分析此設(shè)備的大概負(fù)載，初選液壓缸的工作壓力20MP。2.計(jì)算液壓缸的尺寸單活塞桿液壓缸計(jì)算示意圖單活塞桿液壓缸計(jì)算示意圖A=F/P=555668/20X106=0.028m2D=(4A／∏)?=0.188m按標(biāo)準(zhǔn)取：D=200mm因?yàn)镻大于7，所以d=0.7XD=140mm安標(biāo)準(zhǔn)取：d=150mm則液壓缸的有效作用面積為:無(wú)桿腔面積A1=0.031m2有桿腔面積A2=0.013m23.液壓缸的最大流量Q(快下)=A1V快下=0.031X58X10-3=107.88(L/min)Q(慢下)=A1V慢下=0.031X0.003=5.58(L/min)Q(快上)=A2V快上=0.013X0.117=91.26(L/min)5液壓系統(tǒng)圖擬定1.確定供油方式考慮到該機(jī)床在工作進(jìn)給時(shí)負(fù)載較大，速度較低，而在快進(jìn)、快退時(shí)負(fù)載較小，速度較高，從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油，現(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。2.調(diào)速方式的選擇在中小型專業(yè)機(jī)床的液壓系統(tǒng)中，進(jìn)給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)鉆孔類專用機(jī)床工作時(shí)對(duì)低速性能和速度負(fù)載特性都有一定要求的特點(diǎn)，決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。這種調(diào)速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點(diǎn)，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負(fù)切削力的能力。3.速度換接方式的選擇本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、調(diào)節(jié)行程比較方便、閥的安裝也較簡(jiǎn)單，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。最后，把所選擇的液壓回路組合起來(lái)，即可組合成液壓系統(tǒng)原理圖。6液壓元件的選擇1確定液壓泵的規(guī)格1.1確定液壓泵的工作壓力考慮到正常工作中進(jìn)油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為Pp=P1+ΣΔp式中：Pp—液壓泵最大工作壓力；P1—執(zhí)行元件最大工作壓力；ΣΔp—進(jìn)油管路中的壓力損失，初算是簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取0.2~0.5M復(fù)雜系統(tǒng)可取0.5~1.5MPa。本題中取0.5MPa。因此Pp=P1+ΣΔp=25+0.5=25.5(MPa)上述計(jì)算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過(guò)渡階段出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過(guò)靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力Pa應(yīng)滿足Pa≥(1.25~1.6)Pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本題中Pa=1.3Pp=7.15MPa。1.2泵的流量確定液壓泵的最大流量應(yīng)為Qp≥KL(ΣQ)max式中：Qp—液壓泵的最大流量；(ΣQ)max—各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時(shí)溢流閥正進(jìn)行工作，尚須加1溢流閥的最小流量2~3L/min；KL—系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取1.1~1.3，現(xiàn)取KL=1.1。因此Qp=KL(ΣQ)max=1.1×73.5=80.85L/min)根據(jù)以上算得的Pp和Qp，查閱有關(guān)手冊(cè)，現(xiàn)選用ＣＺＢ—１６０軸向柱塞泵，該泵的基本參數(shù)為：泵的額定壓力P0=３１．５MPa，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n0=1０００r/min，容積效率ηv=0.85，總效率η=0.72。２確定電動(dòng)機(jī)的規(guī)格由前面得知，本液壓系統(tǒng)最大功率出現(xiàn)在工作缸壓制階段，這時(shí)液壓泵的供油壓力值為2５．５Mpa，流量為已選定泵的流量值。液壓泵的總效率。柱塞泵為，取0.8。選用1000r/min的電動(dòng)機(jī)，則驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率為：P=PbQp/η＝25.5X選擇電動(dòng)機(jī)，其額定功率為18.5KW.7液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算7.1壓力損失的驗(yàn)算工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的速度為25mm/s，進(jìn)給時(shí)的最大流量為73.5L/min，則液壓油在管內(nèi)流速v1為：v1=Q/(πd2/4)=4×73.5×1000/(3.14×252)=149(cm/s)管道流動(dòng)雷諾數(shù)Re1為Re1=v1d/υ=149×0.2/1.5=19.8<2300可見(jiàn)油液在管道中流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λ1=75，Re1=0.68.進(jìn)油管道的沿程壓力損失Δp1-1為Δp1-1=λ(l/d）/(ρv2/2)=0.68×(1.7+0.3)/(0.025×920×1.492/2)=0.5MPa查得換向閥34EF3P—E10B的壓力損失Δp1-2=0.5MPa。忽略油液通過(guò)管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路的總壓力損失Δp1=Δp1-1+Δp1-2=0.5+0.5=1(MPa)工作進(jìn)給時(shí)回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積是無(wú)桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一，則v2=v1/2=25/2=12.5(cm/s)Re2=v2d/υ=15×2/1.5=20<2300λ2=75/Re2=75/20=3.75回油管道的沿程壓力損失Δp2-1為Δp2-1=λ2(l/d)/(ρv2/2)=3.75(1.7+0.3)/(0.02×920×0.1252/2)=1.07Mpa查產(chǎn)品樣本知換向閥24EF3M—E10B的壓力損失為Δp2-2=0.025MPa調(diào)速閥QF3—E10B的壓力損失Δp2-3=0.5MPa?；赜吐房倝毫p失Δp2為Δp2=Δp2-1+Δp2-2+Δp2-3=1.07+0.025+0.5=1.6(MPa)快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算從略，上述驗(yàn)算表明，無(wú)需修改原設(shè)計(jì)。參考文獻(xiàn)[1]許賢良，王傳禮.液壓傳動(dòng).北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2006.[2]張利平.液壓傳動(dòng)系統(tǒng)及設(shè)計(jì).北京：化工工業(yè)出版社，2005.[3]王守城，段俊勇.液壓元件及選用.北京：化工工業(yè)出版社，2007.[4]左健民.液壓與氣壓傳動(dòng).北京:機(jī)械工業(yè)出版社.2007.[5]周士昌.液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)圖集.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003.材料力學(xué)課程設(shè)計(jì)班級(jí)：作者：題目：?jiǎn)胃撞裼蜋C(jī)曲軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)及剛度計(jì)算、疲勞強(qiáng)度校核指導(dǎo)老師：課程設(shè)計(jì)的目的材料力學(xué)課程設(shè)計(jì)的目的是在于系統(tǒng)學(xué)習(xí)材料力學(xué)后，能結(jié)合工程中的實(shí)際問(wèn)題，運(yùn)用材料力學(xué)的基本理論和計(jì)算方法，獨(dú)立地計(jì)算工程中的典型零部件，以達(dá)到綜合運(yùn)用材料力學(xué)的知識(shí)解決工程實(shí)際問(wèn)題之目的。同時(shí)，可以使我們將材料力學(xué)的理論和現(xiàn)代計(jì)算方法及手段融為一體。既從整體上掌握了基本理論和現(xiàn)代的計(jì)算方法，又提高了分析問(wèn)題，解決問(wèn)題的能力；既把以前所學(xué)的知識(shí)綜合應(yīng)用，又為后繼課程打下基礎(chǔ)，并初步掌握工程中的設(shè)計(jì)思想和設(shè)計(jì)方法，對(duì)實(shí)際工作能力有所提高。使所學(xué)的材料力學(xué)知識(shí)系統(tǒng)化，完整化。在系統(tǒng)全面復(fù)習(xí)的基礎(chǔ)上，運(yùn)用材料力學(xué)知識(shí)解決工程實(shí)際問(wèn)題。3）綜合運(yùn)用以前所學(xué)的各門課程的知識(shí)（高等數(shù)學(xué)、工程圖學(xué)、理論力學(xué)、算法語(yǔ)言、計(jì)算機(jī)等），使相關(guān)學(xué)科的知識(shí)有機(jī)地聯(lián)系起來(lái)。4）初步了解和掌握工程實(shí)踐中的設(shè)計(jì)思想和設(shè)計(jì)方法，為后續(xù)課程的學(xué)習(xí)打下基礎(chǔ)。5）為后續(xù)課程教學(xué)打下基礎(chǔ)。課程設(shè)計(jì)的任務(wù)和要求要系統(tǒng)復(fù)習(xí)材料力學(xué)課程的全部基本理論和方法，獨(dú)立分析、判斷設(shè)計(jì)題目的已知所求問(wèn)題，畫(huà)出受力分析計(jì)算簡(jiǎn)圖和內(nèi)力圖，列出理論依據(jù)并導(dǎo)出計(jì)算公式，獨(dú)立編制計(jì)算程序，通過(guò)計(jì)算機(jī)給出計(jì)算結(jié)果，并完成設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)。設(shè)計(jì)題目某柴油機(jī)曲軸可以簡(jiǎn)化為下圖所示的結(jié)構(gòu)，材料為球墨鑄鐵(QT450-5)彈性常數(shù)為E、μ，許用應(yīng)力為[σ]，G處輸入轉(zhuǎn)矩為，曲軸頸中點(diǎn)受切向力、徑向力的作用，且=。曲柄臂簡(jiǎn)化為矩形截面，1.4≤≤1.6，2.5≤≤4,=1.2r,已知數(shù)據(jù)如下表：0.110.181500.271201800.050.788.51700.06畫(huà)出曲軸的內(nèi)力圖。設(shè)計(jì)曲軸頸直徑d，主軸頸直徑D。設(shè)計(jì)曲柄臂的b、h。校核主軸頸H-H截面處的疲勞強(qiáng)度，取疲勞安全系數(shù)n=2。鍵槽為端銑加工，主軸頸表面為車削加工。用能量法計(jì)算A-A截面的轉(zhuǎn)角,。畫(huà)出曲軸的內(nèi)力圖外力分析畫(huà)出曲軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，計(jì)算外力偶矩N·m讀圖NN在xoy平面內(nèi)取平衡y=0=0即FAy+FFy-Fr=0Frl1-FFyl1（+l2）=0計(jì)算反力解方程可求得在XOY平面內(nèi)：===2469.57N===1509.18N同樣道理在XOE平面內(nèi)：===4939.14N===3018.36N在多個(gè)作用力作用下曲軸組合變形，每一段變形情況不一致，可分段分析。各段變形復(fù)合單獨(dú)分析復(fù)雜，分成每個(gè)方向上單獨(dú)受力，作出內(nèi)力圖。內(nèi)力分析（可先分析危險(xiǎn)截面各處受力狀況）=1\*GB3①主軸頸的EF左端（1-1）截面最危險(xiǎn)，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲組合變形==477.45=*（–）=434.64=*（–）=217.32=2\*GB3②曲柄臂DE段下端（2-2）截面最危險(xiǎn)，受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲和壓縮組合變形=Me=477.45=*（–）=434.64=*（–）=217.32==1509.18N=3\*GB3③曲柄頸CD段，以A端開(kāi)始分析，過(guò)中間位置時(shí)各力和力矩開(kāi)始變小，因此中間截面（3-3）最危險(xiǎn)，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲組合變形=*r=293.65=*=543.31=*=271.65④曲柄臂BC段根據(jù)A端受力，C端截面最危險(xiǎn)，受兩個(gè)彎矩，一個(gè)扭矩，一個(gè)軸力作用組合變形M4x=FAz*r=296.35N·mM4y=FAz*（l1-）=365.50N·mM4z=FAy*（l1-）=182.75N·mF4N=FAy=2469.57N·m⑤主軸AB端，B段截面最危險(xiǎn)，受兩個(gè)彎矩作用M5y=FAz*（l1-）=365.50N·mM5z=FAy*(l1-)=182.75N·m由上分析可知各危險(xiǎn)截面的力和力矩，有對(duì)于各段軸為兩端或一端受力，內(nèi)力圖為線性關(guān)系?？梢杂脙牲c(diǎn)法，按相應(yīng)的比例關(guān)系及x、y、z、軸力方向作出各段的內(nèi)力圖。內(nèi)力圖如下（不計(jì)內(nèi)力彎曲切應(yīng)力，彎矩圖畫(huà)在受壓側(cè)）：（單位：力—N力矩—） 設(shè)計(jì)曲軸頸直徑d和主軸頸直徑D主軸頸的危險(xiǎn)截面為EF的最左端，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲根據(jù)主軸頸的受力狀態(tài)，可用第三強(qiáng)度理論計(jì)算=≤[]其中=[]=120MPaD得D≥38.68mm取D=40mm曲柄頸CD屬于圓軸彎扭組合變形，由第三強(qiáng)度理論，在危險(xiǎn)截面3-3中：d得d38.58mm故取d=40mm校核曲柄臂的強(qiáng)度曲柄臂的強(qiáng)度計(jì)算曲柄臂的危險(xiǎn)截面為矩形截面，且受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲及軸力作用（不計(jì)剪力），由內(nèi)力圖可知危險(xiǎn)截面為2-2截面，曲柄臂上的危險(xiǎn)截面2-2的應(yīng)力分布圖如下圖：根據(jù)應(yīng)力分布圖可判定出可能的危險(xiǎn)點(diǎn)為，，。已知條件理想情況為截面面積（b*h）最小，同時(shí)也符合強(qiáng)度要求?？上热∶娣e最小值檢驗(yàn)其強(qiáng)度要求是否符合。即令：h=1.4D=56mmb==14mm點(diǎn)：點(diǎn)處于單向應(yīng)力狀態(tài)其中A2=bhWz2=wx2=把數(shù)據(jù)代入上式中得=185.97MPa>選取此種尺寸時(shí)不滿足強(qiáng)度要求，考慮到所給條件截面面積最大可為h=1.6D=64mmb=h2.5=25.6mm帶入得=59.39MP<[]此時(shí)點(diǎn)滿足強(qiáng)度條件。點(diǎn)：點(diǎn)處于二向應(yīng)力狀態(tài)，存在扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力曲柄臂簡(jiǎn)化為矩形，非圓截面，查表3-1對(duì)=2.5點(diǎn)的正應(yīng)力為軸向力和繞z軸的彎矩共同引起的=32.01MPa由第三強(qiáng)度理論代入數(shù)據(jù)==86.48MPa<[]所以點(diǎn)滿足強(qiáng)度條件。點(diǎn)：點(diǎn)處于二向應(yīng)力狀態(tài)=28.24MPa根據(jù)第三強(qiáng)度理論===67.78MPa<[]所以點(diǎn)滿足強(qiáng)度條件。綜上，曲柄臂滿足強(qiáng)度條件。可取=2.5，滿足強(qiáng)度條件?？蛇M(jìn)一步細(xì)化分析在滿足強(qiáng)度條件下減小h、b值，從而節(jié)約成本。由后面的附錄求得h,b的最優(yōu)值為58，23.校核主軸頸H-H截面處的疲勞強(qiáng)度由題意對(duì)球墨鑄鐵QT450-5查表得（表面質(zhì)量系數(shù)）已知（尺寸系數(shù)）（敏感系數(shù)）FH處只受扭轉(zhuǎn)作用,無(wú)彎曲正應(yīng)力，工作時(shí)切應(yīng)力基本不變，但機(jī)器時(shí)開(kāi)時(shí)停，可視為脈動(dòng)循環(huán)，具體可見(jiàn)材力教材第十三章例題。=又知=-安全系數(shù)=>2安全。所以，H-H截面的疲勞強(qiáng)度足夠。用能量法計(jì)算A-A截面的轉(zhuǎn)角,采用圖乘法分別求解A-A截面的轉(zhuǎn)角,。求：在截面A加一單位力偶矩。并作出單位力偶矩作用下的彎矩圖與外載荷作用下的彎矩圖如下（畫(huà)在受壓一側(cè)）：由平衡方程得B點(diǎn)的彎矩為E點(diǎn)的彎矩為由圖乘法：h=58mm，b=23mm查表得EI1=E=18840.04pa·m4EI3==18840.04pa·m4其中盡管h/b取值不同，對(duì)會(huì)有影響。但都是在很小范圍內(nèi)變化，對(duì)轉(zhuǎn)角影響不會(huì)太大，可取=0.249GIt==12085.57pa·m4=rad從而得同理（2）求：在截面A加一單位力偶矩。并作出單位力偶矩作用下的彎矩圖與外載荷作用下的彎矩圖如下（畫(huà)在受壓一側(cè)）：同理得：由圖乘法：EA=Ehb=·m2·m4.·m4·m4=rad設(shè)計(jì)優(yōu)化以上的設(shè)計(jì)只是保證了強(qiáng)度安全性方面的要求，并沒(méi)有考慮到材料成本等問(wèn)題。應(yīng)是在能保證強(qiáng)度要求條件下滿足所用材料最省為最佳方案。回到問(wèn)題三，關(guān)于b、h的計(jì)算可設(shè)計(jì)思路，b/D和b/h從取值1.6和2.5開(kāi)始，逐次減小0.01，同時(shí)檢驗(yàn)取值能否滿足曲軸的強(qiáng)度要求。直至不能滿足條件最大值之前的最值為止，即為所求的最適合b、h值。利用附錄的程序，求b、h最佳值，得：h=58mmb=23mm設(shè)計(jì)感想通過(guò)這次的課程設(shè)計(jì)，我對(duì)材料力學(xué)有了更深一層的認(rèn)識(shí)，材料力學(xué)是一門被各個(gè)工程廣泛應(yīng)用的學(xué)科，是通過(guò)理論與實(shí)驗(yàn)來(lái)進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性以及材料的力學(xué)性能的研究。在保證安全、可靠、經(jīng)濟(jì)節(jié)省的前提下，為構(gòu)件選擇適當(dāng)?shù)牟牧希_定合理的截面形狀和尺寸提供基本理論和計(jì)算方法。初步了解和掌握工程實(shí)踐中的設(shè)計(jì)思想和設(shè)計(jì)方法。這次的課程設(shè)計(jì)讓我深知理論與實(shí)際相結(jié)合的重要性為后續(xù)課程的學(xué)習(xí)打下基礎(chǔ)。這次設(shè)計(jì)，讓我對(duì)以前學(xué)的cad、c語(yǔ)言等結(jié)合問(wèn)題進(jìn)行實(shí)際運(yùn)用，加深了知識(shí)的應(yīng)用能力。此外，我深深的體會(huì)到了僅僅掌握課本中的理論和方法是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠的。工程實(shí)際中的一些問(wèn)題要比想象的復(fù)雜的多。只有不斷進(jìn)行工程問(wèn)題的分析和研究，從中獲得大量的寶貴經(jīng)驗(yàn)，才能以最經(jīng)濟(jì)的代價(jià)、最合理的方法解決遇到的難題。此次課程設(shè)計(jì)讓我受益匪淺，設(shè)計(jì)中還有很多不足，希望老師批評(píng)指正。參考文獻(xiàn)[1]聶毓琴等《材料力學(xué)》[2]聶毓琴等《材料力學(xué)實(shí)驗(yàn)與課程設(shè)計(jì)》[3]譚浩強(qiáng),《C程序設(shè)計(jì)第三版》附錄內(nèi)力圖計(jì)算程序一：#include<stdio.h>main(){doubleP=8.50;doubler=0.06; doublel1=0.11; doublel2=0.18; doubleMe; doubleFt; doubleFr; doubleFaz; doubleFfz; doubleFay; doubleFfy; intn=190; Me=9549*P/n; Ft=Me/r; Fr=Ft/2; Fay=(Fr*l2)/(l1+l2); Ffy=(Fr*l1)/(l1+l2); Faz=(Ft*l2)/(l1+l2); Ffz=(Ft*l1)/(l1+l2); printf("Me=%lf,Ft=%lf,Fr=%lf\n",Me,Ft,Fr); printf("Fay=%lf,Ffy=%lf,Faz=%lf,Ffz=%lf\n",Fay,Ffy,Faz,Ffz); return0;}主軸EF段力矩計(jì)算程序二：#include<stdio.h>main(){doubleMe=477.45; doubleFfy=1509.18;doubler=0.06; doubleFfz=3018.36; doublel1=0.11; doublel2=0.18;doublel3; doubleM1x; doubleM1y; doubleM1z;l3=1.2*r;M1x=Me; M1y=Ffz*(l2-l3/2); M1z=Ffz*(l2-l3/2); printf("M1x=%lf\nM1y=%lf\nM1z=%lf\n",M1x,M1y,M1z); return0;}曲柄臂de段力矩程序三：#include<stdio.h>main(){doubleMe=412.11;doubleFfz=3018.36; doubleFfy=1509.18;doubler=0.06; doublel1=0.11; doublel2=0.18; doubleM2x; doubleM2y; doubleM2z; doubleF2n; doublel3; l3=1.2*r;M2x=Me; M2y=Ffz*(l2-l3/2); M2z=Ffy*(l2-l3/2); F2n=Ffy; printf("M2x=%lf\nM2y=%lf\nM2z=%lf\nF2n=%lf\n",M2x,M2y,M2z,F2n); return0;}曲柄頸cd段力矩程序四：#include<stdio.h>main(){doubleMe=477.45;doubleFaz=4939.14; doubleFay=2469.57;doubler=0.06; doublel1=0.11; doublel2=0.18; doubleM3x; doubleM3y; doubleM3z;M3x=Faz*r; M3y=Faz*l1; M3z=Fay*l1; printf("M3x=%lf\nM3y=%lf\nM3z=%lf\n",M3x,M3y,M3z); return0;}曲柄臂bc段力矩程序五：#include<stdio.h>main(){ doubleFay=2469.57;doubler=0.06; doubleFaz=4939.14; doublel1=0.11; doublel2=0.18;doublel3; doubleM4x; doubleM4y; doubleM4z; doubleF4n;l3=1.2*r;M4x=Faz*r; M4y=Faz*(l1-l3/2); M4z=Fay*(l1-l3/2); F4n=Fay; printf("M4x=%lf\nM4y=%lf\nM4