J23-125開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計含5張CAD圖,j23,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機,設(shè)計,cad J23-125開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復運動，對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，性能可靠。 關(guān)鍵詞：壓力機，曲柄機構(gòu)，機械制造  J23-125 type double column tilting crank press design Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, Carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. The crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. Its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .The coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient. Keywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing  目 錄 摘 要 IV Abstract V 第一章 設(shè)計任務書 1 第一節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計的目的 1 第二節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計的內(nèi)容 1 第三節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計設(shè)計步驟 2 第二章 電動機選擇和飛輪設(shè)計 3 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 3 第二節(jié) 電動機的選擇 4 第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸計算 9 第三章 機械傳動設(shè)計 13 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分析 13 第二節(jié) V帶傳動設(shè)計 16 第三節(jié) 齒輪傳動設(shè)計 19 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設(shè)計 22 第五節(jié) 平鍵連接 26 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 27 第四章 曲柄滑塊機構(gòu) 30 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 30 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 32 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 35 第四節(jié) 滑動軸承的設(shè)計 40 第五節(jié) 滑塊與導軌的形式 42 第五章 機身設(shè)計 45 第一節(jié) 機身結(jié)構(gòu) 45 第二節(jié) 機身計算 46 第六章 離合器與制動器 50 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 50 第二節(jié) 離合器的選用 50 第三節(jié) 制動器的選用 53 第七章 過載保護裝置 55 第八章 潤滑系統(tǒng) 59 結(jié)束語 62 參考文獻 63 致 謝 64 VII 第一章 設(shè)計任務書 第一節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計的目的 曲柄壓力機設(shè)計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設(shè)計訓練，是機械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié),其基本目的是： （一）通過曲柄壓力機的設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實踐知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所說知識，得到進一步鞏固，深化和擴展。 （二）學習機械設(shè)計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計原理和過程。 （三）運行機械設(shè)計基本技能的訓練，如計算、繪圖，熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 第二節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計的內(nèi)容 原始數(shù)據(jù): 滑塊公稱壓力F=100KN，滑塊行程H=45mm，滑塊行程頻率145次/min。工作條件：每天一班，工作8小時，有粉塵。壽命為10年，小批生產(chǎn)。 內(nèi)容包括：選擇電動機型號，V帶傳動設(shè)計，齒輪傳動設(shè)計，曲柄滑塊傳動設(shè)計，壓力機機體設(shè)計，繪制裝配圖及零件圖，在設(shè)計中完成了以下工作： 1.壓力機裝配圖 2.零件工作圖六張（連桿、軸、齒輪、帶輪、曲軸、滑塊） 3.設(shè)計說明書一份 第三節(jié) 曲柄壓力機設(shè)計設(shè)計步驟 它通常是根據(jù)任務書擬訂若干方案并進行分析比較然后確定一個真確、合理的設(shè)計方案，進行必要的計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后用圖紙表達設(shè)計結(jié)果，用設(shè)計書明書表示設(shè)計結(jié)果。曲柄壓力機的設(shè)計可按照以下所述的幾個階段進行： （一）設(shè)計準備 1.分析設(shè)計任務書，明確工作條件，設(shè)計要求的內(nèi)容和步驟。 2.了解設(shè)計對象，閱讀有關(guān)資料，圖紙，觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 3.熟悉機械零件的設(shè)計方案和步驟。 4.準備好設(shè)計需要的圖紙，資料和用具，并擬定設(shè)計計劃等。 （二）傳動裝置總體設(shè)計 1.確定傳動方案 2.計算電定機的功率，轉(zhuǎn)速，選擇電動機的型號 3.確定總傳動比和分配各級傳動比 4.計算各軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距 （三）各級傳動零件設(shè)計 （四）壓力機裝配草圖設(shè)計 1.選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機和零件的相對位置。 2.確定軸上立作用點及支點距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 （五）零件工作圖設(shè)計 1.壓力機裝配圖 2.連桿零件圖 3.軸的零件圖 4.齒輪零件圖 5.曲軸零件圖 6.滑塊零件圖 第二章 電動機選擇和飛輪設(shè)計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機的負載為一沖擊載荷，即在一個工作周期內(nèi)只在較短的時間內(nèi)承受工作負荷。而在較長的時間內(nèi)為空運轉(zhuǎn)。若按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率會很大。 為了減少電動機功率，在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪，可以大大減少電動機功率。采用飛輪后，當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備能量。而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負荷減少，電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn)，使其在下一個沖壓工作前恢復到原有角速度，節(jié)蓄能量。所以沖壓時所需的能量不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，這樣電動機功率可大大減少。 飛輪在工作行程中供給的能量為： （2-1） 式中：J—飛輪的轉(zhuǎn)動慣量 kg·m2 —飛輪的初始速度 rad/s —沖壓工作結(jié)束時的飛輪角速度 rad/s 在輸出能量一定的情況下，飛輪轉(zhuǎn)速的降低大小對能量的輸出影響較大，所以從設(shè)計角度，盡量減小飛輪的大小，通過提高轉(zhuǎn)速并盡量增大轉(zhuǎn)速差來獲取需要的能量。但飛輪速度降低時，電動機的轉(zhuǎn)速亦隨之降低，電動機的工作電流將成比例的增加，使電動機的工況惡化，容易超載。經(jīng)常在這種情況下工作，電動機會嚴重發(fā)熱甚至燒壞，而且對整個電網(wǎng)的穩(wěn)定也會帶來有害的影響，電動機的功率和飛輪能量是互相依存的。  第二節(jié) 電動機的選擇 一、一次工作消耗的能量 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量A為： J （2-2） 式中：—工件變形功 —氣墊工作功，即壓邊時所需要的功 —工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量 —工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量 —壓力機向下，向上空行程消耗的能量 —單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)消耗的能量 —單次行程離合器接合消耗的能量 各項能量的計算如下： (一）—工件變形功 對不同的沖壓工藝，在工作行程內(nèi)工件變形力是變化的。工件變形功由下式?jīng)Q定： J （2-3） 式中：—壓力機公稱力 N —板料厚度 m 對慢速壓力 J （二）—氣墊工作功 無氣墊壓緊裝置，J （三）—工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦消耗的能量 對通用壓力機摩擦功為： J （2-4） 式中：—摩擦當量力臂 mm mm —壓力機公稱力 KN —工作行程曲柄轉(zhuǎn)角，可近似取為公稱力壓力角 J （四）—工作行程中由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 J （2-5） 式中：—壓力機總的垂直變形 m —壓力機垂直剛度，對開式壓力機 mm J （五）—壓力機向上向下空行程所消耗的能量 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結(jié)構(gòu)尺寸。表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調(diào)整情況等有關(guān)。通過實驗，通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的10-35%。 的推介值如表2-1： 表2-1 Pg/KN 100 160 250 400 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 A5 J 100 160 250 500 1050 1500 2150 3100 4500 6300 9400 J （六）—單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時電動機所消耗的功 根據(jù)實驗，通用壓力機滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的6%-30%。 J （2-6） 式中：—飛輪空轉(zhuǎn)消耗的功率，按表2-2選取 表2-2 Pg/KN 100 160 250 400 630 800 1000 1250 1600 2000 N6/KW 0.16 0.23 0.34 0.5 0.75 0.92 1.12 1.35 1.68 2.0 t—壓力機單次行程時的循環(huán)時間 n—壓力機行程次數(shù) 1/min Cn—行程利用系數(shù) 手工送料時按表2-3選取 表2-3 壓力機行程次數(shù)n <15 20-40 40-70 70-100 200-500 行程利用系數(shù)Cn 0.7-0.85 0.5-0.65 0.45-0.55 0.35-0.45 0.2-0.4 取Cn=0.63 s t1—曲軸回轉(zhuǎn)一周所需的時間 s J （七）—單次行程時，離合器接合所消耗的能量 選用剛性離合器，J 壓力機一次循環(huán)的能量 J 二、電動機功率計算 飛輪在壓力機中起了儲存和釋放能量的作用，壓力機所消耗的動能，歸根結(jié)底都是由電動機供給的。所以電動機的輸出功率完全決定于壓力機在一次行程中所消耗的全部功和一次行程所需要的時間。 綜上所述，若按一循環(huán)的平均能量來選擇電動機，其功率為 kw （2-7） 式中：A—工作循環(huán)所需的總能量 J t—工作循環(huán)時間 t=60/（nCn） n—壓力機滑塊行程次數(shù) 1/min Cn—壓力機行程利用系數(shù)取Cn=0.63 KW 為使飛輪尺寸不至過大，將電動機的功率選的比平均功率大一些，即： 一般取K=1.2-1.6 KW 選擇電機Y160M-4，11KW，額定轉(zhuǎn)速1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 三、計算總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比 由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸的轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置的總傳動比為 = = = 41.71 V帶傳動推介傳動比4-6，單級齒輪推介傳動比5-7。 取=6 則= = 6.95 四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （一）各軸轉(zhuǎn)速 = 1460r/min == 1460r/min （二）各軸的輸入功率 = 11KW （三）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表2-4 表2-4 軸號 P/KM T/N·mm n/(r/min) 電動機軸 11 71.95 1460 Ⅰ軸 10.89 71.23 1460 0.99 Ⅱ軸 10.25 402.83 243 6 0.94 曲軸 9.74 2657.63 35 6.95 0.95  第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸計算 一、飛輪轉(zhuǎn)動慣量計算 電動機選定后，設(shè)計飛輪。這時有兩個假設(shè)： （一）工作行程時所需能量全部由飛輪供應。 （二）工序結(jié)束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉(zhuǎn)矩。 實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉(zhuǎn)動慣量應按下式計算： (2-8) 式中：—工作行程時壓力機所消耗的能量 —飛輪轉(zhuǎn)動慣量 、—沖壓工作開始前和結(jié)束后的飛輪角速度 實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪的轉(zhuǎn)動慣量應按下式?jīng)Q定： (2-9) 式中：—工作行程角 —行程利用系數(shù) —工作行程時所需要的能量J —電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度 rad/s —轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) 式中：K—電動機實際功率與平均功率之比值 K=1.62 —修正系數(shù)，與K值有關(guān)。 表2-5 修正系數(shù) K 1.2 1.3 1.4-1.6 0.85 0.9 0.95 取 —電動機額定滑差率 —在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動時當量滑差率 ，由下表2-6，表2-7選取 表2-6 當量滑差率 表2-7 電動機額定滑差率 壓力機型式 St 不帶氣墊 0.04 帶有氣墊 0.02 壓力機實際開動行程次數(shù)nCn Se <15 0.12-0.08 15-50 0.08-0.04 >15 0.04-0.02 取 ,，取 二、飛輪尺寸的計算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉(zhuǎn)動慣量設(shè)計飛輪。曲柄壓力機上，一般飛輪形狀如圖2—1所示，圖中： Ⅰ是輪緣部分，其轉(zhuǎn)動慣量為； Ⅱ是輪輻部分，其轉(zhuǎn)動慣量為; Ⅲ是輪轂部分，其轉(zhuǎn)動慣量為。 飛輪外徑由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知，輪緣部分寬度。 飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量，其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。故在近似計算中只考慮更趨于安全。 (2-10) 而 所以 (2-11) 式中 ——金屬密度（），對鑄鋼： 三、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉(zhuǎn)體，為避免回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生壞裂，必須驗算輪緣線速度： (2-12) 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉(zhuǎn)速； ——許用線速度，對鑄鋼飛輪。 圖2-1 帶輪結(jié)構(gòu)圖  第三章 機械傳動設(shè)計 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分析 J23-125的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-125傳動示意圖如圖3-1： 圖3-1 傳動示意圖 此傳動系統(tǒng)采用上傳動，J23-125總傳動比為： 采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。 一、傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數(shù)，傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四級傳動很少采用。 按曲軸的布置形式，傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置，應使機器便于制造、安裝和維修，同時結(jié)構(gòu)緊湊，外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： （一）傳動系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳到，很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動壓力機相比，優(yōu)點是： 1.重量較輕，成本低。 2.安裝和維修較方便。 3.地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)?，F(xiàn)在通用壓力機多數(shù)為上傳動。 （二）曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機，曲拐軸是縱放的，傳動零件如飛輪、齒輪等置于壓力機背面。 采用曲軸時，曲軸橫放的形式應用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)，傳動零件分置于壓力機兩側(cè)，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內(nèi)部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不及前者方便。 （三）最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅(qū)動或雙邊驅(qū)動。單邊驅(qū)動制造和安裝都較方便，但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅(qū)動可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 （四）齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內(nèi)兩種情況，齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內(nèi)稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內(nèi)，則可大大降低齒輪傳動的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。 三、離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。 對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動器只能安置在曲軸上。 摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上，制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內(nèi)，不便于離合器的安裝和調(diào)整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結(jié)構(gòu)比較緊湊，但是主動部分和從動部分的初速度相差太大，對傳動系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗也較大。 四、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關(guān)： （一）滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高，總傳動比小，傳動級數(shù)少； 每分鐘行程次數(shù)低，總傳動比大，傳動級數(shù)多。 （二）壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉(zhuǎn)速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結(jié)構(gòu)尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機做工的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 （三）對機器結(jié)構(gòu)緊湊性的要求 當傳動級數(shù)較少，每級傳動比較大時，由于 小皮帶輪和小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結(jié)構(gòu)不夠緊湊，所以設(shè)計中，用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸。 各級傳動比分配應恰當，使傳動系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結(jié)構(gòu)緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過6～8，齒輪傳動比不超過7～9.分配傳動比時，還應使飛輪有適當轉(zhuǎn)速。飛輪轉(zhuǎn)速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉(zhuǎn)速通常在240～470轉(zhuǎn)/分之間  第二節(jié) V帶傳動設(shè)計 已知數(shù)據(jù)：電動機的功率為11KW，曲軸的轉(zhuǎn)速為r/min,帶的傳動比 （一）確定計算功率 由《機械設(shè)計》表8-8，查得工作情況系數(shù),故 KW (3-1) （二）選擇V帶的型號 根據(jù)計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速，從《機械設(shè)計》圖8-11選擇B型普通V帶。 （三）計算帶輪的基準直徑并且驗算帶速 1.初步選擇小帶輪的基準直徑 根據(jù)B型V帶，由《機械設(shè)計》表8-7和8-9取小帶輪基準直徑mm 2.驗算帶速v m/s (3-2) 因為5m/s<12.99m/s<25m/s，故滿足帶速要求。 3.計算大帶輪的基準直徑 mm (3-3) 按帶輪基準直徑系列取=1000mm。 （四）確定V帶的中心距a，并選擇V帶的基準長度 1.由 得 (3-4) 取mm 2.計算相應的帶長 mm (3-5) 由表8-2選取帶的基準長度mm 3.計算實際中心距a，確定其變動范圍 傳動的實際中心距近似 mm (3-6) 若是考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，中心距的變動范圍為：1685.48-1927.13mm （五）驗算小帶輪上的包角 (3-7) 故滿足要求。 （六）帶的根數(shù)z的計算 1.計算單根V帶的額定功率 (3-8) 式中：—單根普通V帶的基本額定功率 由表8-4查得 KW —當傳動比不等于1時，單根V帶額定功率的增量， 由表8-5查得 KW —當包角不等于180°時的修正系數(shù) 由表8-6查得 —當帶長不等于試驗規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù)， 由表8-2查得 KW 2.確定V帶的根數(shù) (3-9) 取z=3 （七）確定帶的初拉力 如果初拉力比較小，那么帶傳動的傳動能力就會比較小，容易出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象。如果初拉力過大，則會減少帶的壽命，使得帶對軸及軸承的壓力過大。所以，在確定初拉力的時候，既要充分發(fā)揮帶的傳動能力，又要盡量保證帶的壽命足夠。單根V帶的初拉力可由下式確定： N (3-10) （八）計算帶傳動的壓軸力 如果不將帶兩邊的拉力差納入考慮范圍，那么計算壓軸力時則可以近似地按帶兩邊的初拉力的合力來計算，即： N (3-11) （九）B型V帶小帶輪的基本尺寸 基準寬度 基準線上槽深 基準線下槽深 槽間距 第一槽對稱面至端面的最小距離 最小輪緣厚 齒槽寬 帶輪的基準直徑， 外徑 孔徑： 第三節(jié) 齒輪傳動設(shè)計 已知：主軸轉(zhuǎn)速，從動軸轉(zhuǎn)速，輸入功率，每天一班，工作8小時，有粉塵，壽命10年。 一、選擇齒輪的材料，熱處理方法，齒輪精度等級以及齒數(shù) 由《機械設(shè)計》表10-1選擇小齒輪材料40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241-286HBS，，；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 硬度217-255HBS，， ；精度8級。 二、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （一）試算模數(shù) 由《機械設(shè)計》公式10-7 (3-12) Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩 取齒數(shù)，，壓力角 由《機械設(shè)計》表10-7，軟齒面齒輪，懸壁安裝，取齒寬系數(shù) 1.試選 2.計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) 3.計算 由圖10-17查得齒形系數(shù)， 由圖10-18查得應力修正系數(shù)， 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 , 應力循環(huán)次數(shù)為： 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù), 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取 （二）調(diào)整齒輪模數(shù) 1.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v mm m/s ②齒寬b mm ③寬高比b/h mm 2.計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù) m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) ②由 N >100N/m，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得，結(jié)合b/h=3.56,查圖10-13,得。 則載荷系數(shù)為 3.按實際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù) mm，圓整為m=6mm (3-13) （三）幾何尺寸計算 1.計算分度圓直徑 mm mm 2.計算中心距 mm 3.計算齒輪寬度 mm 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即mm，取mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬mm 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設(shè)計 一、軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用是主要是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和 動力，因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。 （一）軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受彎矩又受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸，這類軸在機器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉(zhuǎn)矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉(zhuǎn)動的心軸和不轉(zhuǎn)動的心軸兩種。只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 （二）軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性小，又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應用較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調(diào)質(zhì)或正火處理。 合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以在傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。 必須注意：在一般工作溫度（低于）下,各種碳素鋼和合金鋼的彈性模量相差不多,熱處理對它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的強度和耐磨性，而對軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 形狀復雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型，可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，但品質(zhì)不易控制，故可靠性不如鋼軸。 二、J23—125開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸設(shè)計 （一）材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設(shè)計》表12.1，12.2，許用扭轉(zhuǎn)應力，抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限剪切疲勞極限。 （二）初步計算 由上述計算得，，按許用切應力計算，軸的扭轉(zhuǎn)強度約束條件為: (3-14) 式中：—扭轉(zhuǎn)切應力，MPa； T—軸所受的扭矩，N·m； —軸的抗扭截面系數(shù)，mm3； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min； P—軸傳遞的功率，KW； d—計算截面處軸的直徑，mm; —許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa。 可得： mm (3-15) 考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當加大，取 1.聯(lián)合作用核算轉(zhuǎn)軸按彎鈕的強度 經(jīng)過初算和進行結(jié)構(gòu)設(shè)計后的轉(zhuǎn)軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此基礎(chǔ)上，還須進一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強度，以便判斷初步設(shè)計是否恰當。 齒輪的法向作用力為： (3-16) 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計。 根據(jù)和扭矩繪制轉(zhuǎn)軸的受力圖3-2： 圖 3-2 轉(zhuǎn)軸受力圖 由于Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較?。ǎ?，所以此截面最危險。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強度. 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力為： (3-17) 由扭矩產(chǎn)生的剪應力為： (3-18) 當量彎曲應力為： (3-19) 由于曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸不是長期滿載工作，許用當量彎曲應力可取為： (3-20) 式中 ——轉(zhuǎn)軸材料屈服極限（），軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），屈服極限 ——安全系數(shù)，一般取。 因此，符合要求。 2.核算軸的疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最?。ǎ?，彎矩又比較大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。 由《機械設(shè)計》表2—5查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限； 由《機械設(shè)計》表2—2查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)； 由《機械設(shè)計》附表3，，查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時圓角處的有效應力集中系數(shù)； 由《機械設(shè)計》附表4，材料為碳鋼，毛皮直徑>40～50，彎曲和扭轉(zhuǎn)時的絕對尺寸影響系數(shù)； 由《機械設(shè)計》附表5，查得表面質(zhì)量系數(shù)。 由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質(zhì)，所以 所以 (3-21) (3-22) 復合安全系數(shù) (3-23) 查表查得許用安全系數(shù)，對于通用壓力機，對于自動壓力機 ，因此,軸的疲勞強度亦符合要求。 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵連接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，由6-2式算擠壓應力： (3-24) 式中：—— 鍵所需傳遞的總扭矩， —— 鍵與輪轂的接觸高度，； ——鍵的工作長度，對于C型普通平鍵，對于A型普通平鍵； ——鍵的名義長度； ——鍵的寬度； ——軸的直徑； ——鍵的個數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般； K——考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當Z=2時K=0.75，當Z=1時K=1； ——平鍵連接的許用擠壓應力，輪轂材料為鋼時，。 對帶輪，材料為鑄鋼，采用A型鍵，查《機械設(shè)計》表5.1得 ； ，滿足要求。 對齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，查表得 ； ，滿足要求。 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點，因此它的優(yōu)點有：摩擦阻力小，啟動及運轉(zhuǎn)力矩小，啟動靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比，滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大，接觸應力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 （一）載荷條件 載荷較大時，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點接觸球軸承；軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結(jié)構(gòu)。 （二）軸承轉(zhuǎn)速 通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應低于其極限轉(zhuǎn)速。否則會降低使用壽命。一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時，應選用特制高速滾動軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子軸承。 （三）調(diào)心性能 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內(nèi)，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 （四）安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調(diào)整間隙，選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內(nèi)錐孔或帶緊固套的軸承。 （五）經(jīng)濟性 選用軸承時應考慮經(jīng)濟性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等級的軸承比價為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則，在J23—125開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐。分度圓的圓周力，軸承徑向力，法向力為，轉(zhuǎn)速，運轉(zhuǎn)時有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號。 根據(jù)已知條件，預選32009型軸承進行計算。 每一個軸承承受的徑向負荷為： 由于齒輪是直齒，所以忽略外加軸向力；又由于每端軸承是成對使用，徑向負荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力S互相抵消，因此，軸向負荷為0。 平均徑向負荷為： (3-25) 平均軸向負荷 當量動負荷，壽命系數(shù)，速度系數(shù) 所以 (3-26) 32009軸承的額定動負荷，因此符合要求。  第四章 曲柄滑塊機構(gòu) 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 如圖4-1所示，L——連桿長度； R——曲柄半徑；S——滑塊全行程；——滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；α——曲柄轉(zhuǎn)角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從圖中的幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計算公式： (4-1) 將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度： (4-2) 式中——連桿系數(shù)； ——曲柄的角速度。 圖4-1 曲柄滑塊機構(gòu)運動簡圖 在曲柄滑塊機構(gòu)的受力計算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力,即 滑塊導軌的反作用力為： (4-3) 式中：——摩擦系數(shù)，?。? ——連桿上、下支承的半徑。 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構(gòu)所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即 (4-4) 式中——理想當量力臂； ——摩擦當量力臂； ——曲軸支承頸半徑。 則曲柄滑塊機構(gòu)的當量力臂為： =52.40mm 曲軸扭矩為： = 65500N·m 如果上式取和（——公稱壓力，——公稱壓力角），則曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為： = 65500N·m 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 一、曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 圖 4-2 曲軸結(jié)構(gòu)示意圖 二、曲柄軸強度設(shè)計計算 （一）曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑 （mm） (4-5) 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表4-1 表4-1 曲柄軸各部分尺寸 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸（mm） 曲柄頸直徑 190 支承頸長度 290 曲柄兩臂外側(cè)面間的長度 460 曲柄頸長度 260 圓角半徑 8 曲柄臂的寬度 a 210 曲柄臂的高度 280 （二）曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。 Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計算出來的應力。 彎矩： (4-6) 彎曲應力及強度條件： (4-7) 由上式可以導出滑塊上許用負荷： (4-8) Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： (4-9) 剪切應力及強度條件： (4-10) 滑塊上許用應力： (4-11) 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： (4-12) (4-13) 式中：——曲軸材料屈服極限（MPa），調(diào)質(zhì)處理，； ——安全系數(shù)，取。 三、曲軸剛度計算 曲軸的剛度計算用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 (4-14) 第一項很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中 ： ——壓力機公稱壓力（KN）; ——彈性模量，對鋼曲軸； ——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩（）； ——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離（mm）。 所以. 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 由設(shè)計條件知連桿長度可調(diào)，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖4—3所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。 二、連桿的計算 （一）連桿的作用力: 單點壓力機： 圖4-3 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 1、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 （二）確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式： 1.球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見表4—3： 2.連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時，應根據(jù)壓力機的工作特點，結(jié)構(gòu)型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數(shù),即連桿長度。 取，即 (4-15) (4-16) 表4-2 調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸 計算部位 代號 經(jīng)驗公式 實際尺寸 球頭調(diào)節(jié)螺桿 mm 150 120 110 140 連桿 mm 230 220 三、連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿受到壓應力和彎曲應力的聯(lián)合作用，應當演算其危險截面A—A的合成力使： (4-17) 危險截面的壓應力： (4-18) 式中： ——連桿作用力（KN）; ——危險截面A—A的面積（）； 危險截面的彎曲應力: (4-19) 式中：——危險截面的截面模數(shù)，圓形截面； ——危險截面的彎矩（N·m） (4-20) 式中： ——摩擦系數(shù)，取； ——曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）； X——危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離（mm）， ； L——連桿的總長度（mm），對于長度可調(diào)的連桿。 球頭調(diào)節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理HBS220～250，，球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35,正火處理。 四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋，常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M120×14。 五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母（即長度可調(diào)連桿的連桿體，或調(diào)節(jié)螺母）的彎曲應力。 (4-21) 式中： 、——螺紋的外徑和內(nèi)徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋； ——連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35，。 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分，應用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復雜，一般不予計算。查閱相關(guān)資料并參考，螺栓個數(shù)4個，螺栓直徑M24. 第四節(jié) 滑動軸承的設(shè)計 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承、連桿大小端支承等。 如圖4-4所示。 a) b) c) 圖 4-4 滑動軸承布置圖 一、滑動軸承的結(jié)構(gòu) 圖 4-5 滑動軸承圖 二、滑動軸承的計算 選用牌號為的滑動軸承，曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰負荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計中應演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 (4-22) 式中： ——軸承上的單位壓力（）； ——作用在該軸承上的壓力（N）； ——軸瓦的許用單位壓力（）； ——軸承的支承投影面積（），與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。 （一）驗算滑動軸承的單位壓力p: 曲軸支承軸瓦： 連桿大端軸承： 連桿小端軸承（球頭式）： （二）滑動軸承軸瓦上的速度： 曲軸軸承的速度： (4-23) 連桿大端支承處的速度： (4-24) 式中 ： ——曲軸軸承直徑（mm）； ——曲柄軸頸直徑（mm）; ——曲軸轉(zhuǎn)速（r/min），； ——連桿系數(shù)，。 （三）驗算值： 為防止發(fā)熱過于厲害，還應驗算它的值，即 (4-25) 式中： ——軸承上的單位壓力； ——軸承工作表面見的滑動速度； ——許用的值，與材料有關(guān)。對材料，。 曲軸軸承： 連桿大端軸承： 第五節(jié) 滑塊與導軌的形式 滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內(nèi)部有連桿，推料裝置，有的還要裝設(shè)封閉高度調(diào)節(jié)裝置，平衡裝置，保險裝置等，是一個復雜的箱型結(jié)構(gòu)。它具有形式隨壓力機的用途，結(jié)構(gòu)特點，公稱壓力大小，導軌形式等而改變。 一、滑塊的典型結(jié)構(gòu)如附圖所示 老式壓力機的滑塊底面尺寸大都較小，而且大都呈方形，隨著大尺寸模具（包括級進模）的采用，滑塊底面尺寸就逐漸加大，并且左右方向的尺寸大于前后方向的尺寸。但若是滑塊尺寸過大，壓力機左右的尺寸也會隨之增加。 滑塊底面的尺寸是指不包括導軌的可供緊固模具的有效尺寸。對一般用途的開式壓力機，滑塊前后尺寸由下式?jīng)Q定： 對小于2000KN壓力機： ，取mm (4-26) 滑塊左右尺寸: 對小于2000KN壓力機： ，取 (4-27) 二、開式壓力機滑塊及導軌的形式如圖4-6所示 圖 4-6  第五章 機身設(shè)計 第一節(jié) 機身結(jié)構(gòu) 開式壓力機的機身由鑄造結(jié)構(gòu)和焊接結(jié)構(gòu)兩種，這里應選用鑄造結(jié)構(gòu)，鑄造結(jié)構(gòu)多用HT20-40灰口鑄鐵制造，這種材料比較容易供應，消震性較好。但重量較重，剛度較差。目前，較適合于成批產(chǎn)。 開式壓力機的主要優(yōu)點是操作方便。而主要問題是剛度較差，特別是角變形存在，影響工件精度和模具壽命。因此提高壓力機和機身剛度就成為機身設(shè)計的重要問題。提高機身剛度的途徑是合理設(shè)計截面。圖5-1中的截面一般為危險截面。為了提高機身剛度，減少角變形，截面的尺寸應合理設(shè)計，例如盡量加大截面高度H，加大喉口壁厚等。 圖 5-1 機身  第二節(jié) 機身計算 一、計算原則 由于開式機身剛度是一個重要問題，因此，應按剛度設(shè)計較好，但剛度計算復雜，且要等到整個機身的結(jié)構(gòu)尺寸確定以后才能進行計算。因此，為了設(shè)計方便，先進行強度設(shè)計，然后進行剛度校核。 在強度計算過程中，為了照顧機身剛度，許用應力取得較低，因此，在合理的制造條件和正確的使用條件下，機身是不會產(chǎn)生強度破壞的。所以，一般來說，只需計算危險截面（見圖5-2）即可。 二、強度計算 把機身看作承受偏心立身作用的桿系，則截面見圖5-2上受到彎矩M和拉力P的作用。 彎矩M為： (5-1) 式中-公稱壓力 C-滑塊中心線到機身喉口內(nèi)緣的距離，即喉口深度 -喉口內(nèi)緣到截面形心的距離 最大應力為： (5-2) (5-3) 式中： —計算最大拉應力 —計算最大壓應力 H—危險截面的高度 F—危險截面的面積 J—危險截面的慣性矩 開式壓力機危險截面尺寸見表5-1 表 5-1 開式壓力機危險截面尺寸 壓力機型 號或噸位 H a b B C J23-125 920 21 320 35 120 50 530 380 三、剛度計算 在強度計算和畫出機身零件圖后，再進行剛度核算。圖5-2為機身結(jié)構(gòu)簡圖和計算簡圖。AB、BC和CD各通過截面、和的形心。截面是這樣選取的，它通過導軌長度ab的中點e而垂直于圖中斜面fg。J1J2和J3為截面、和的慣性矩