多功能食品粉碎搅拌机的设计.docx
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多功能食品粉碎搅拌机的设计
前言
随着食品工业的发展，人们对食品的要求愈来愈高,不仅注重食品的营养成份,同时更注重食品中营养成分的功效大小、人们对其吸收的程度、以及食品的口感、摄人的方便程度等,而对一些具有特殊功效的食品和广泛食用的食品进行微粒化处理,可使其比表面积成倍的增加,提高其活性、吸收率,并使食品的表面电荷、粘着力发生奇妙变化。
从而使消化吸收性提高；入口时滑爽，口中迅速溶解，助长美味；在混合操作中，混合产品均一；保证了乳化、分散状态稳定。
因此在食品制造上粉碎机得到了广泛的运用。
总的说来，我认为粉碎技术在食品加工的重要意义有两条,一是提高食品的口感且有利于营养物质的吸收,二是原来不能充分吸收或利用的原料被重新利用,配制和深加工成各种功能食品,开发新食品材料,增加新食品品种,提高了资源利用率。
随着科技的发展，各式各样符合人们要求的粉碎机出现了，而且有着相当大的市场，这里仅对一种粉碎搅拌机设计做课题讨论研究。
多功能食品粉碎搅拌机集合了食物，搅拌，打鸡蛋，打奶油，和面等多重功能，可以应用于中餐丶西餐厨房丶食堂丶饭店以及烘焙行业如面包房，西饼屋，西点屋，咖啡厅等。
本论文主要包括对粉碎机电动机的选择、行星齿轮、搅拌器、轴、锥齿轮等各零部件的设计，以及对各零部件结构的选材、校核，最后完成总装图和零件图。
关键词：
粉碎机；锥齿轮；粉碎轴；粉碎器
目录
1引言1
1.1家用食品粉碎机设计背景1
1.2我国关于粉碎机技术的发展现状1
1.3国外粉碎机技术发展现状1
1.4粉碎机技术发展动向1
2食品粉碎机的结构图和工作原理3
2.1食品粉碎机的结构图3
2.2食品搅拌机的工作原理3
3粉碎器的设计4
3.1旋转粉碎器设计4
3.2粉碎桶的设计4
4传动系统的设计5
4.1电动机的选择5
4.2锥齿轮传动的设计计算5
4.3轴的设计与校核12
4.4轴承的选择16
4.5行星齿轮设计17
5行星架的设计20
6升降机构21
总结22
致谢23
参考文献24
工程概况
本文首先介绍了食品粉碎和搅拌，食物粉碎是指在机械外力作用下将固体原料压缩、剪切、摩擦等使固体粉碎，粒径变小的操作。
家用食品粉碎机设计是将洗干净的食物像黄豆、绿豆、花生、莲子、玉米、高粱、大麦等进行粉碎处理，这种机械就是食品粉碎机，其工作原理是：
将少量食物通过入料口放入机器中，对食物进行挤压，使之粉碎，达到粉碎食物的目的。
而本文主要是将蔬菜类食物进行切碎、细化使之达到预期的效果，操作对象主要是食品内部夹得馅一类的食物，通过改变刀具来改变操作对象的细化程度。
而另一种就是食物搅拌，是和粉碎机选用一样的平台，通过改粉碎机构为搅拌机构来完成以下操作，主要操作对象奶油、蛋糕液、馅料、打蛋及和制面团等。
机械有三种搅拌转速，并配有钢丝搅蛋器，拍形搅拌器及螺旋和面器。
可用于搅拌奶油，蛋糕液，馅料及和制面团等操作。
机型既有使用三相电源，外型整齐美观，体积小，重量轻，噪音小．效率高，操作简单，清理方便，清洁卫生，经用户使用反映良好。
适合于酒家、饭店、面包屋以及食品厂家等作搅拌食料，揉和面团之用，是生产优质糕点的理想设备。
1概述
1.1家用食品粉碎机设计背景
随着食品工业的发展，人们对食品的要求愈来愈高,不仅注重食品的营养成份,同时更注重食品中营养成分的功效大小、人们对其吸收的程度、以及食品的口感、摄人的方便程度等,而对一些具有特殊功效的食品和广泛食用的食品进行微粒化处理,可使其比表面积成倍的增加,提高其活性、吸收率,并使食品的表面电荷、粘着力发生奇妙变化。
从而保证了乳化、分散状态稳定。
因此在食品制造上粉碎机得到了广泛的运用。
我认为粉碎技术在食品加工的重要意义有两条,一是提高食品的口感且有利于营养物质的吸收,二是原来不能充分吸收或利用的原料被重新利用,配制和深加工成各种功能食品,开发新食品材料,增加新食品品种,提高了资源利用率。
1.2我国关于粉碎机技术的发展现状
20世纪90年代以来，我国粉碎机械行业中崛起了数家以江苏牧羊、江苏正昌为代表的企业集团，成为行业中的龙头企业。
这些企业通过引进国外先进技术和设备，根据我国市场需求调整产品结构，先后开发了75—350kW水滴型锤片式粉碎机、立轴式微粉碎机，创出了水滴王、冠军、优胜等品睥，形成了标准化、系列化产品，一些产品已达到国际先进技术水平。
江苏牧羊集团至今已形成了以“水滴王968”系列粉碎机为代表的粗粉碎机，SWFP“超越”系列微粉碎机为代表的微粉碎机，SWFLB型“超乐”系列超微粉碎机为代表的超微粉碎机等多种品类的粉碎机设备群。
牧羊968水滴王系列粉碎机，其粗粉碎性能指标和稳定性处于领先地位，在结构方面，采用了有利于提高粉碎效率的水滴型筛片，一步到位的联动式压筛机构，不停机换筛技术，可调整的锤筛矧隙．实现普通粉碎与微粉碎的转换，提高了生产效率。
1.3国外粉碎机技术发展现状
目前在国外，锤片式粉碎机是最常用的粉碎设备。
如北美地区配备的锤片粉碎机但在近几年中，辊式粉碎机由于其适于粗粉生产及低噪音、低能耗、粒度均匀这些优点而越来越受欢迎。
下面介绍几种国外比较典型的粉碎机械，美国RoskampChampion（CPM）公司生产的HM系列水滴型卧式粉碎机采用全宽度顶部双向进料方式，使筛片有效利用面积最大化，减少了换锤片次数，水滴型筛可以阻止物料环流层的形成，大大提高了粉碎效率。
意大利GBS公司最新生产的MSVl20／25型立式粉碎机，在增大锤片与物料撞击区的同时，尽可能减少了粗粉与筛片的摩擦以降低温升；其转筒型筛片及大筛理面积结构有助于出粉，无须再配传统的吸风装置；机体内部涂覆耐磨材料显著降低了噪声。
该机配备了AB60／R型喂料机，可自动排出铁质杂物，能根据电机的功耗实现均匀进料。
荷兰HeemHo硌t公司生产的HEMILL和HEMOS系列粉碎机，采用n型半圆筛，双侧面大冲击板，双向双速电动机。
HEMOS系列配有电子控制的变速喂料机，可根据主电机负荷自动调整喂料量。
这种大转子低转速设计，还有助于减少振动和噪音。
日本细川密克朗（HosokawaMicron）公司生产的ACM型立式无筛馓粉碎机，通过不同形式的转子体与定子对套的优化配置，可获得最佳粉碎效果。
利用高教分级涡轮可及时排出细粉，避免过度粉碎，能耗较低，同时产品细度调节较为方便。
由于大风量输送物料，散热效果好，可有效地降低物料温升。
HosokawaMi—croll公司生产的卧式多级微粉碎机，将风机和粉碎机同轴组合在一起。
采用两级串联粉碎和内分级、粉碎效率高、能耗低。
1.4粉碎机的技术发展动向
（1）微粉碎机一般食品粉体制造过程中，粉碎和混合时多伴随着造粒工程，这造粒工程会使产品变成大的块。
而这块状食品微粉碎后再造粒，使食品品质变劣化加大。
为避免粉碎时发热使食品品质变劣。
日本开发了竖型气流式微粉碎机，它适用于（400~600）μm含盐的结晶型食品中粉碎成（150~200）μm，它还可以对100μm食品粉体的微粉碎。
（2）气流式超细粉碎机气流式超细粉碎是利用气体通过压力喷嘴的喷射产生剧烈的冲击、碰撞、摩擦等作用来实现对物料的超细粉碎。
与普通机械式超细粉碎机相比，气流粉碎机可将产品粉碎得很细，粒度分布范围更窄，即粒度更均匀。
（3）搅拌球（棒）磨式超细粉碎机常规球磨机、棒磨机等一直是细磨过程中的主要加工设备，其中搅拌球磨机是超细粉碎机中能量利用率最高的一种超细粉碎设备，其基本粉碎原理是使充填在粉碎室内的粉碎介质粒子（球或玻璃珠）不停地流动,利用其相互间的冲击力及剪切力对物料进行粉碎。
2.食品粉碎搅拌机的结构图和工作原理
2.1食品粉碎搅拌机的结构图
图2-1总装备图
设计的多功能电动食品粉碎机主要是由以下部分构成的：
1带轮；2内齿圈；3行星架；4粉碎器；5升降轴；6液压缸；7底座托盘；8粉碎桶；9粉碎轴；10进料口；11中心轴；12行星齿；13调速电机。
2.2食品粉碎搅拌机的工作原理
此粉碎搅拌机的工作原理是采用行星齿轮的设计原理，首先利用锥齿轮将电动机的速度降低，并且改变传动方向，由原来的水平方向改为竖直方向，锥齿轮带动中心轮，中心轮带动拨动座，拨动座上装有粉碎轴，粉碎轴上的行星齿跟内齿圈配合，内齿圈固定在机架上，是固定不动的，所以拨动座在随着中心轴转动时，粉碎轴也跟着转盘绕中心轴公转，又因为行星齿跟内齿圈啮合，使得粉碎轴绕自身轴线旋转，形成自转
。
这样粉碎器在工作过程中即绕着中心轴公转又绕着粉碎轴自转。
这个合成运动实现行星运动，从而满足调和高粘度物料的运动要求。
3粉碎器的设计
粉碎器的作用是直接与被粉碎物料接触，并通过自身的运动达到粉碎的目的。
所以粉碎器形状设计就变得尤为重要，并且通过对不同的物体设计不同的粉碎器。
3.1旋转粉碎器设计
图3-1旋转刀具粉碎器
图2-1所示是旋转刀具粉碎器，材料为304不锈钢。
在设计过程中，考虑到能够充分粉碎因素，又不能跟容器发生碰撞，所以粉碎器的半径不能大于粉碎轴到容器壁的距离，而且粉碎器安装上去后，粉碎器的底部不能碰到容器底部。
所以设计的粉碎球距离容器各1cm。
粉碎器是套在粉碎轴上面的。
具体的制造尺寸见零件图。
3.2粉碎桶的设计
图3-2粉碎桶
考虑到我们搅拌的是食用品，容器是不能生绣，而且具有一定的耐腐蚀性。
所以采用304不锈钢材料，形状类似碗的形状。
4传动系统的设计
4.1电动机的选择
任何机器都必须要有动力驱动，以机械化生产力标志的工业革命正是源于最早的机器动力——蒸汽机的发明。
用于驱动机器的机械我们称之为原动机。
在目前常用的原动机中，电动机和内燃机应该广泛，液压传动具有重量轻，体积小，结构紧，驱动力大等特点，但考虑到目前国内状况，液压马达虽然比以前在质量上提高了，但价格昂贵，用一般的搅拌机上，成本太高，不经济，故本设计采用了传统的机械传动。
传动系统由电动机、皮带轮、减速器来传递。
所以本设计选用了电动机。
电动机的合理选择是保证电动机安全可靠、经济运行的最要环节。
电动机的选择包括：
电动机的额定功率（额定转矩）、电动机的种类、电动机的结构形式、电动机的额定电压=电动机的额定转速等。
电动机的额定转速的选择要结合电动机和传动系统进行综合选择：
如电机转速选择过高，电机尺寸重量小，成本低，但带来传动系统的传动比较高，传动系统复，成本高；如电机转速过低，传动系统传动小，结构简单，成本低，但电机尺寸重量大，成本高。
本设计的搅拌机的最大容量是7L，启动负载不大，转速在70~200r/min范围之内，应选择调速电动机；根据上面求得搅拌机功率为0.15KW,查机械设计课程表12-16，可选用小功率异步电动机，可直接在市场选购，型号为61K180GU-CFW感应电动机，其功率为N=180W，转速为n=1440r/min，电压为U=220v，电流为I=2.8A，频率为f=50Hz
。
电机的输出转速为n=466r/min,减速比为i=3。
4.2锥齿轮传动的设计计算
由上面选用的电机可知，输出功率P=0.18KW，电机的输出转速为n=466r/min，即小齿轮转速n1=466r/min。
因为搅拌轴最高转速在200左右，所以选定齿数比u=2.2。
由电动机驱动，工作寿命15年，（设每年工作300天），两班制，转向不变。
以下设计过程，表格及数据均参考《机械设计》。
4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）因为传动轴和锥齿轮轴轴线相交且轴交角Σ=90°，所以选用标准直齿锥齿轮传动，压力角取为20°。
（2）搅拌机为一般工作机器，由表10-6，选用7级精度。
（3）材料选择。
参考表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45刚（调制），齿面硬度240HBS。
（4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=2.2×24=52.8，取z2=53。
4.2.2按齿面接触疲劳强度计算
（1）由式（4-5）试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥
（4-5）
1）确定公式中的各参数数值。
试选KHt=1.3。
计算小齿轮传递的转矩。
T1=9.55×106P/n1=9.55×106×0.18/466N·mm=3.688×103N·mm（4-6）
③选取齿宽系数ΦR=0.3。
④由图10-20查得区域系数ZH=2.5。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳许用应力[σH]。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
σHlim1=600MPa,σHlim2=550MPa。
由图（10-15）计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×446×1×（2×8×300×15）=1.927×109（4-7）
N2=N1/u=1.927×109/2.2=0.876×109（4-8）
由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95。
取失效率为1％，安全系数S=1，由式（4-9）得
[σH]1=
=
MPa=540MPa（4-9）
[σH]2=
=
MPa=523MPa（4-10）
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]1=[σH]2=523MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥
（4-11）
=
mm
=32.068mm
（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。
①圆周速度υ
dm1=d1t（1﹣0.5ΦR）=32.068×（1﹣0.5×0.3）mm=27.258mm（4-12）
υm=
=
m/s=0.637m/s（4-13）
②当量齿轮的齿宽系数Φd
b=ΦRd1t
=0.3×32.068×
mm=11.661mm（4-14）
Φd=b/dm1=0.428
2）计算实际载荷系数KH。
①由表10-2查得使用系数KA=1。
②根据Vm=0.637m/s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=1.103。
③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KHα=1。
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.207。
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKvKHαKHβ=1.331（4-15）
3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为
d1=d1t
=32.068×
mm=32.320mm（4-16）
及相应的齿轮模数
m=d1/z1=32.320/24=1.347mm（4-17）
4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由式（10-27）试算模数，即
mt≥
（4-18）
1）确定公式中的各参数值。
1试选KFt=1.3。
2计算
由分锥角δ1=arctan（1/u）=arctan（24/53）=24.362°
δ2=90°-24.362°=65.638°，
可得当量齿数zv1=z1/cosδ1=24/cos（24.362°）=26.34，（4-19）
zv2=z2/cosδ2=53/cos（65.638°）=128.48。
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.58、YFa2=2.25
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.63、Ysa2=1.82
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KN1=0.85、KN2=0.88。
取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（4-20）得
[σF]1=
=
MPa=250MPa（4-20）
[σF]2=
=
MPa=197MPa（4-21）
=
=0.0168（4-22）
=
=0.0208（4-23）
因为大齿轮的
大于小齿轮，所以取
=
=0.0208
2）试算模数。
mt≥
（4-24）
=
mm
=0.763mm
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。
d1=mtz1=0.763×24=18.307mm（4-25）
dm1=d1（1-0.5ΦR）=18.307×（1-0.5×0.3）=15.561mm（4-26）
υm=
=
=0.363m/s（4-27）
齿宽b。
b=ΦRd1
=0.3×18.307×
mm=16.137mm（4-28）
2）计算实际载荷系数KF。
①根据v=0.363m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03
②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KFα=1。
由表10-4用插值法查得KHβ=1.204，设计的是直齿锥齿轮，于是KFβ=KHβ=1.204。
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.03×1×1.204=1.240
3）由式（4-29），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为
m=mt
=0.763×
=0.751mm（4-29）
按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数=0.8mm。
按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=32.320mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=32.320/0.8=40.4。
取z1=41，则大齿轮齿数z2=uz1=2.2×41=90.2。
为了是两齿轮的齿数互质，取z2=90。
4.2.4几何尺寸计算
（1）计算齿顶圆直径
d1=z1m=41×0.8=32.8mm（4-30）
d2=z2m=90×0.8=72mm
（2）计算分度圆直径
dm1=d1（1-0.5ΦR）=32.8×（1-0.5×0.3）=27.88mm（4-31）
dm2=d2（1-0.5ΦR）=72×（1-0.5×0.3）=61.2mm
（3）计算分锥角
δ1=arctan（1/u）=arctan（41/90）=24°49′19″（4-32）
δ2=90°-24°49′19″=65°50′81″
（4）计算齿轮宽度
b=ΦRd1
=0.3×32.8×
mm=11.87mm（4-33）
取b1=b2=12mm。
（5）计算锥距
R=
=
=39.56mm（4-34）
（6）齿顶高
ha=1m=0.8mm（4-35）
（7）齿根高
hf=1.2m=0.96mm（4-36）
4.2.5结构设计及绘制齿轮零件图
（1）小锥齿轮
图4-1小锥齿轮
（2）大锥齿轮
图4-2大锥齿轮
4.2.6主要设计结论
齿数z1=41、z2=90，模数m=0.8mm，压力角α=20°，变位系数x1=0、x2=0，分锥角δ1=24°49′19″、δ2=65°50′81″，齿宽b1=b2=46mm。
小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。
齿轮按7级精度设计。
4.3轴的设计与校核
4.3.1轴的设计
轴是轴系零、部件中的核心零件，其设计的好坏对整个轴系乃至整个机器都至关重要。
一般地说，轴的结构越简单，工艺学越好。
因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化。
轴的设计包括轴的合理外形和全部结构尺寸。
本设计中有三条轴，一根高速轴，一根中心轴，一根搅拌轴。
轴上零件的装配方案，中心轴上装有锥齿轮，轴承端盖，轴承，拨动座。
搅拌轴上有行星齿，套筒，轴承，弹簧，挡片，搅拌器。
高速轴上装有联轴器和锥齿轮。
4.3.1.1粉碎轴的设计
如图4-3所示
图4-3粉碎轴
（1）确定各轴段的直径
①轴段Ⅰ装的是行星齿，轴的选用材料为45号钢，调质处理。
查表
可得计算系数A0=126则dmin≥
。
轴的最小直径为13.5mm.整个轴的直径不能小于该值。
考虑到行星齿的外径为25mm,所以选d1=13.5mm。
②轴段Ⅱ和Ⅳ为轴承配合和套筒配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=15mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7000C。
③轴段Ⅲ的轴段，定位轴肩高度为a=（0.07～0.1）×9=0.63～0.9，取a=1mm，则d3=30mm。
④轴段Ⅳ的轴段最右端连接粉碎器，取d4=15mm。
（2）确定各轴段的长度
①锥齿轮的最大宽度为10mm，考虑压紧空间，轴段Ⅰ的长度比大带轮毂长度小0.5~1mm，因为轴套会多出0.5mm，则该段的长度为L1=15mm。
②轴段Ⅱ和Ⅳ的宽度可以按轴承的宽度来取，查相关手册，轴承的宽度为8mm，轴段Ⅱ还有一个轴套，所以加上轴套的长度，L2=33mm。
③结合整个结构，轴段Ⅲ的宽度取L3=30mm。
④轴段Ⅳ的轴段最右端连接粉碎器，取L=58mm。
如图4-4所示轴的尺寸及相关：
图4-4粉碎轴
4.3.1.2中心轴的设计
如图4-5所示
图4-5中心轴
（1）确定各轴段的直径
①轴段Ⅰ与行星架连接，取d1=20mm。
②轴段Ⅱ为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=25mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。
③轴段Ⅲ的轴段，定位轴肩高度为a=（0.07～0.1）×11=0.77～1.1，取a=1mm，则d3=29mm。
④轴段Ⅳ为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d4=25mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。
⑤轴段Ⅴ装的是锥齿轮，轴的选用材料为45号钢，调质处理。
查表
可得计算系数A0=120则dmin≥
。
轴的最小直径为18mm.整个轴的直径不能小于该值。
考虑到锥齿轮的外径为25mm,所以选d1=18mm。
（2）确定各轴段的长度
①锥齿轮的最大宽度为22.5mm，考虑压紧空间，轴段Ⅰ的长度比锥齿轮毂长度小0.5～1mm，则该段的长度为L1=25mm。
②轴段Ⅱ轴段就放一个轴承，考虑结构要求，L2=15mm。
③结合整个结构，轴段Ⅲ的长度取L3=56mm。
④为了结构的紧凑性，轴段Ⅳ就放一个轴承，查相关手册，所以该轴段的长度取L4=75mm。
⑤轴段Ⅴ连接大锥齿轮，该轴段长度取L5=25mm。
。
如图4-6所示轴的尺寸及相关：
图4-6中心轴
4.3.2轴的校核
轴的强度校核计算有3种常的方法：
①按扭矩变形强度条件进行计算；②按弯扭组合变形强度条件进行计算；③按疲劳强度条件进行精确计算。
对于仅仅承受扭矩的传动轴，只需按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的心轴，只需按弯曲强度计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算。
由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。
（1）作轴的受力简（图4-7（a））
（2）作轴的垂直面受力简图（图4-7（b））
（3）绘制垂直面弯矩图
图4-7垂直面弯矩图
求垂直面的支反力
（4-37）
由前面计算锥齿轮得：
Q=346.5N，所以
（4-38）
（4-39）
求垂直面弯矩：
（4-40）
绘制弯矩图（图4-7（d））
（4）绘制扭矩当量弯矩图（图4-7（c））
轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，则扭矩当量弯矩：
（4-41）
（5）绘总当量弯矩图
计算总当量弯矩
（4-42）
绘总当量弯矩图（
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