課程設計（論文）-4 1檔手動變速箱設計

1、目錄第1章 緒 論 -12 1.2機械式變速器的特點 -2第二章 變速器傳動機構布置方案-32.1傳動機構的布置方案分析 -3固定軸式變速器-3 2.2變速器零、部件結構方案分析 -4 齒輪型式 -4 換檔結構型式 -4 第三章 變速器主要參數(shù)選擇 -5 3.1中心距A的選定 -5 3.2齒輪參數(shù) -5 模數(shù)的選取 -5 壓力角 -6 螺旋角 -6 齒寬b -6 3.3各檔齒數(shù)的分配與計算 -6 一檔齒輪齒數(shù)確實定-7 二檔齒輪齒數(shù)確實定-8 三檔齒輪齒數(shù)確實定-8 四檔齒輪齒數(shù)確實定-8倒檔齒輪齒數(shù)確實定-8各檔齒輪參數(shù)表-9第四章 變速器的設計與計算 -10齒輪的強度計算 -10 4.2

2、軸的強度計算 -10 4.2.1初選軸的直徑 -104.2.2軸的強度驗算 -104.2.3校核各擋齒輪處軸的強度和剛度 -12參考文獻 -19第一章 緒論變速器有傳動機構和操縱機構組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器MT、自動變速器AT、手/自一體變速器AMT、無級變速器CVT。1、手動變速器(MT)手動變速器Manual Transmission采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級 )。2、自動變速器AT 自動變速器AutomaticTransmission，利用行星齒輪機構進行變速，它能根據油門踏板程度和車速變化

3、，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動別離或合閉，從而到達自動變速的目的。3、手動/自動變速器AMT 這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+、“-選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。4、無級變速器 無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯VanDoornes創(chuàng)造。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼

4、帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔、油門反響慢、油耗高等缺點。無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最適宜的傳動比。機械式變速器的特點機械式變速器結構簡單，維修維護方便，造價低廉，窗洞效率高，工作可靠性強。機械式變速器分為兩軸式和中間軸式。兩軸式多用于發(fā)動機前置的前驅的乘用車上，中間軸式為發(fā)動機前置后驅和后置后驅的中型貨車上。中間軸式機械效率低，噪聲大。為兩軸式軸和軸承數(shù)少，所以結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點。本次設計中的所選擇的汽車及其主要參數(shù)如下所示：表

5、1-1 變速器設計的主要參數(shù)工程參數(shù)型號根本參數(shù)總質量發(fā)動機最大功率發(fā)動機最大扭矩4834+1檔變速器2500Kg48Kw/5200r/min140N.m /3800r/min第二章 變速器傳動機構布置方案機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造本錢低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。固定軸式變速器1 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上,第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤,而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:

6、變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經軸支撐在第一軸的后端的孔內,并且保持兩軸軸線在同一直線上,經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載,發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時變速器的傳動效率高,可到達90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其它擋位,因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進擋位工作時,變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞,因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離中心距不大的條件下,一擋仍然有較大的傳動比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒

7、輪一檔可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動,多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構,均采用同步器或嚙合套換擋,少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。在除直接擋以外的其它擋位工作時,中間軸式變速器的 傳動效率略有降低,這是它的缺點。在擋數(shù)相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù),軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差異。圖2-2 中間軸式四檔變速器 如圖2-2中的中間軸式四檔變速器傳動方案例如的區(qū)別為：圖2-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔。第二軸為三點支承，前端支承在第一軸的末端孔內，軸的中部和

8、后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。圖2-2a所示的傳動方案又能到達提高中間軸和第二軸剛度的目的以上各方案中,凡采用嚙合齒輪傳動的擋位,其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中,有的擋位用用同步器換擋,有的擋位用嚙合套換擋,那么一定是擋位高的用同步器換擋,擋位低的用嚙合套換擋。發(fā)動機前置后輪驅動的承用車采用中間軸式變速器,為縮短傳動軸長度,將第二軸加長置于附加殼體內,如果在附加殼體內布置倒擋傳動齒輪和換擋機構,還能減少變速器主體局部的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。因此，采用以下傳動方案：2.2變速器零、部件結構方案分析齒輪型式變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。

9、與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。變速器中的長嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使長嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。本次設計中除倒檔外，其余全為斜齒圓柱齒輪換檔結構型式 變速器換檔結構型式有直齒滑動齒輪、嚙合套、同步器等三種。汽車行駛時各檔齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動齒輪方法換檔，會在齒輪端面產生沖擊，并伴有噪音。這使齒輪端面磨損加劇并過早損壞。同時使駕駛員精神緊張，而換檔時的噪音又使汽車的舒適度減低。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪嚙合狀態(tài)，所以可用嚙

10、合套換檔。這時，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔。它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉局部的慣性力矩增大。因此，這種換檔方法，目前只在某些要求不高的檔位大貨車變速器上使用。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術熟練程度無關，從而提高汽車的加速性、經濟性、和行駛平安性。同上述兩種換檔方法比擬，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命較短等缺點，但仍然得到廣泛的應用。 第三章 變速器主要參數(shù)選擇對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器

11、的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個根本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。對于中間軸式變速器，初選中心距是可

12、以根據以下經驗公式計算: A=KA QUOTE 式中，A為變速器中心距mm；KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.99.3；Temax為發(fā)動機的最大轉矩N.m；i1為變速器的一檔傳動比；ng為發(fā)動機的傳動效率，取96%。而此次設計中的變速器為乘用車一類，發(fā)動機前置前驅，也可以根據變速器中心距A和發(fā)動機的排量的關系來初選，乘用車中心距在80-170mm。故綜上，此次設計初選中心距為82mm。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構的布置方案來初步確定。影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為3.03.4A商用車變速器殼體

13、的軸向尺寸可參照下類數(shù)據選用： 四檔 2.22.7A 五檔 2.73.0A六檔 3.23.5A 當變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時，上述中心距系數(shù)應選取上限。為了檢測的方便，中心距A最好為整數(shù)。模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。選取模數(shù)應該遵守以下原那么：在變速器中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪的應該選取一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪要

14、有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應取得小些；對于貨車減少質量比減少噪聲重要，固齒輪應選用大些的模數(shù)；變速器低檔應選用大些的模數(shù)，其他檔位應選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量ma/t1.0V1.6V6.0mama模數(shù)mn/mm所選模數(shù)數(shù)值應符合國家標準GB/T13571987的規(guī)定，見下表。選用時應用第一系列，括號內的模數(shù)盡量不用。表3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列第二系列(3.25)(3.75)表31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型微型、輕型

15、轎車中級轎車中型貨車重型汽車壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合是的動載荷，是傳動平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時可提高齒的抗彎強度和外表接觸強度。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在28是強度最高，超過28時強度增加的不多；對于斜齒輪，壓力角在25時強度最高。所以此次設計中的齒輪鎖采用的壓力角為20，同步器的壓力角為30。 螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意他對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也隨著提高

16、。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此從上下檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望有過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應中選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角可以在以下提供的范圍內選?。褐虚g軸式變速器2234兩軸式變速器為2025 齒寬b通常根據齒輪模數(shù)mmn的大小來確定齒寬b：直齒輪 b=Kcm，Kc斜齒輪 b=Kcmn，Kc采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的工作寬度初選是可取2024mm。首先，確定傳動比范圍，最大傳動比： 即所以：其中，取0.020，取0.96，取5.6，取0.540m.代入數(shù)據得：取5.5，,因無超速檔，取四

17、檔為直接擋，即=1,那么有一檔齒輪齒數(shù)確實定確定一檔齒輪齒數(shù)：(1)一檔傳動比 3-1 為了求Z1和Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，公式如下：直齒 Zh= QUOTE 斜齒 = QUOTE =49.54,取 =50取=13，那么=37.中心距A=82.75，圓整為82.確定常嚙合齒輪副的傳動比：，而常嚙合齒輪副中心距和一擋齒輪副的中心距相等，即A=聯(lián)立解得，=17.115，=17.=33.=5.525，與設計傳動比相差不大。將確定后的，代入，反算出齒輪1、2的螺旋角50=，解得計算中心距，A=Z1+Z2m=39+11 3=75mm二擋齒輪齒數(shù)確實定 i2= 3-3根據初選的中心距A=82，模數(shù)為

18、m=2.75。初選螺旋角=25帶入上式3-2中，= QUOTE =+ QUOTE 由中間軸上的兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡齒輪2和齒輪6的軸向力需滿足： 先采用試湊法選定螺旋角=25，聯(lián)立以上各式，解得=31.5，=23.7，取=33，=21.反算出螺旋角三檔齒輪齒數(shù)確實定同理，接上述方程確定齒輪3和齒輪4的齒數(shù)，以及螺旋角。求得，=22， =24，。確定倒檔齒輪齒數(shù)一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數(shù)，所以m=3mm。倒檔齒輪Z11的齒數(shù)，一般在2123之間，可選倒檔齒輪齒數(shù)Z11=23，取=13，為防止齒輪9，與齒輪10齒頂圓的接觸，由，代入數(shù)據得，=39.可計算出輸入軸與倒檔軸的中心距

19、：A A=1/2m(Z9+Z11) =1/2 339+23 =93mm中間軸與倒檔軸的中心距為A=1/2m(+)=54mm各擋齒輪參數(shù)表一、倒擋的齒寬系數(shù)應取得稍微大些，因此去Kc=8，所以一、倒檔的齒寬b=kcm=83=24mm。其余各擋的齒寬系數(shù)取kc=6，b=kcmn=6=15.99，取b=20mm各擋齒輪的參數(shù)如下表所示：表3-1各擋齒輪的參數(shù)擋數(shù)從動齒輪齒數(shù)主動齒輪齒數(shù)中間齒輪齒數(shù)齒寬bmm模數(shù)mmm螺旋角傳動比i一擋37132430二擋332120三擋24222020.111.77四擋3317201倒擋3913232430 第四章 變速器的設計與計算齒輪的強度計算 1直齒輪彎曲應力

20、W W= QUOTE 4-1式中，W為彎曲應力MPa；F1為圓周力N，F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷N.mm；d為節(jié)圓直徑mm；K為集中應力系數(shù)，可取近似值 K=1.65；Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪Kff=0.9；b為齒寬mm；t為端面齒距mmt=m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖4-1所示。應為齒輪的節(jié)圓直徑為d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入4-1后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒檔得許用彎曲應力在400850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。計算倒主動齒輪Z9：齒

21、數(shù)Z9=13，其正變位為Kc=8，倒擋的許用彎曲應力為400850Mpa。w= Mpa滿足許用彎曲應力要求。計算倒從動檔齒輪Z10：齒數(shù)z10=39其負變位為，根據上圖，取得y=0.123齒寬系數(shù)Kc=8，的許用彎曲應力為400850Mpa。w= QUOTE Mpa滿足許用彎曲應力要求。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器的許用接觸應力見下表所示：表4-1變速器齒輪的接觸應力齒輪j/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700F=F1/cos.cosF1=2Tg/d輸出軸上的齒輪其 Tg= Tem

22、ax/2正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑d等于分度圓直徑所以d=mz，齒輪所選用的材料為20GrMnTi，外表滲碳處理，彈性模量E=210000(Mpa)軸的強度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度缺乏軸會發(fā)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和條件來初選軸的直徑，然后根據公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。.1初選軸的直徑 此次設計的變速器為兩軸式四檔變速器，重強度的方面考

23、慮，一擋齒輪處的輸入軸，輸出軸局部器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初選30mm輸入軸花鍵局部直徑dmm可按下式初選 d = K QUOTE 式中，K為經驗系數(shù)，K=4.04.6；Temax為發(fā)動機的最大轉矩N.m，計算后得出d=26.48mm29.70mm，先取d=28mm.2軸的強度驗算(1)軸的剛度驗算對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和周在水平面內產生的轉角。前者是齒輪的中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正常嚙合；后者是齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。在計算時可以按照下式計算：fc= QUOTE fs= QUOTE = QUOTE F1= QUOT

24、E F2= QUOTE Fa= QUOTE 式中，fc為軸在垂直面上內的撓度，fs為軸在水平面的撓度，為轉角；F1為齒輪齒寬中間平面的徑向力N；F2為齒輪齒寬中間平面的圓周力NFa為軸向力；i為傳動比，d為齒輪節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角；105MPa；I為慣性矩mm4，對于實心軸，I=d4/64；d為軸的直徑mm，花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上的作用力距支座A、B的距離mm；L為支座間的距離mm。軸的全撓度f= QUOTE 0.2mm。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不能超過0.002rad。 (2)軸的強度計算作用

25、在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力是軸在水平面內彎曲變形。其應力為= QUOTE 式中，M= QUOTE (N.mm);d為軸的直徑(mm)，花鍵取內徑；W為抗彎截面系數(shù)mm3。在低檔工作時,400MPa。4.2.3校核各擋齒輪處軸的強度和剛度在本次設計中，由于是兩軸式變速箱，正常工作時只有一對齒輪嚙合，所以對其總彎矩的計算可用以下公式：對于直齒輪 M總=F合ab/L其中F合= QUOTE M= QUOTE 對于斜齒輪，由于多了一項軸向力，且軸向力產生的彎矩為 Ma=1/2Fad M= QUOTE 此次設計中，各檔齒輪在軸上的分布情況如下列圖所示：圖4-2各擋齒輪在軸

26、上的分布狀況及其分度圓半徑各擋齒輪出軸的直徑如下所示：一擋齒輪處軸的直徑倒檔齒輪處軸的直徑二檔齒輪處軸的直徑三檔齒輪處軸的直徑四檔齒輪處軸的直徑1校核倒擋齒輪處軸的強度和剛度， d=30mm，Temax=140N.m ， 壓力角=20，螺旋角=0傳動比，a=161mm，b=54mm，L=215mm，E=210000MPa，I=d4mm4計算徑向力： F1= QUOTE = 2140000tg20/30cos0N計算圓周力： F2 = QUOTE = 2140000/30N計算軸向力：本次設計中由于倒擋齒輪是直齒，故沒有軸向力。計算水平面撓度：fc = QUOTE = 1612542/32100

27、00215mmfc計算垂直面撓度：fs = QUOTE 1612542/3210000215fs軸的全撓度：f = QUOTE = QUOTE =0.14f計算轉角： = QUOTE = 16154161-54/3210000215 = 0.00084rad校核剛度： F合= QUOTE M總=F合ab/L16154/215M= QUOTE = QUOTE = QUOTE = 323 = 217MPa 綜上計算內容，掛倒擋時，軸滿足強度和剛度的要求。2校核二擋齒輪處軸的強度和剛度， d=41mm，Temax=140N.m ， 壓力角=20，螺旋角傳動比，a=126.5mm，b=88.5mm，L

28、=215mm，E=210000MPa，I=d4mm4計算徑向力： F1= QUOTE = 2140000tg20/41N計算圓周力： F2 = QUOTE = 2140000/41計算軸向力：Fa = QUOTE = 2140000tg20/41N計算水平面撓度：fc = QUOTE = 22/3210000215fc計算垂直面撓度：fs = QUOTE =22/3210000215 = 0.134fs軸的全撓度：f = QUOTE f計算轉角： = QUOTE = 126.5-88.5/3210000215 = 0.00033 rad校核剛度： F合= QUOTE N M總=F合ab/L =

29、 = NmmMa=1/2Fad41 =mmM= QUOTE = QUOTE = 410130m= QUOTE = 324101303MPa 綜上計算內容，掛二檔時，軸滿足強度和剛度的要求。3校核三擋齒輪處軸的強度和剛度， d=222.75=60.5mm，Temax=140N.m ， 壓力角=20，螺旋角，a=86.5mm，b=128.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=d44計算徑向力： F1= QUOTE = 2140000tg20cos20.11=1988N計算圓周力： F2 = QUOTE = 2140 =5123N計算軸向力：Fa = QUOTE = 2140000tg20 = 1864N計算水平面撓度：fc = QUOTE = 198822/3210000215 = 0.04fc計算垂直面撓度：fs = QUOTE =512322/3210000215 = 0.103fs軸的全撓度：f = QUOTE = QUOTE =0.11f計算轉角： = QUOTE = 1988128.5-86.5/3210000215 =