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1 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告（详细版）论文相似性检测报告（详细版） 报告编号：报告编号：6d023014-3cf6-4c74-a083-a8e1015fd52a 原文字数：原文字数：26,795 检测日期：检测日期：2018年05月15日 检测范围：检测范围：中国学术期刊数据库（CSPD）、中国学位论文全文数据库（CDDB）、中国学术会议论文数据库（CCPD）、中国学术网页数据库（CSWD） 检测结果：检测结果： 一、总体结论一、总体结论 总相似比：23.53%23.53% (参考文献相似比：0.00%0.00%，排除参考文献相似比：23.53%23.53%) 二、相似片段分布二、相似片段分布 注：绿色区域绿色区域为参考文献相似部分，红色区域红色区域为其它论文相似部分。 三、相似论文作者（举例12个）三、相似论文作者（举例12个） 点击查看全部举例相似论文作者 四、典型相似论文（举例63篇）四、典型相似论文（举例63篇） 头部中前部中部中后部尾部 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 14.58%基于simapro机械产品生命周期影响评价与分析学位论文陈早芬北京信息科技大学2010 24.58%采煤机截割部减速器的性能分析学位论文夏红丽山东科技大学2014 33.92%胡麻秸杆收割打捆机期刊论文冀瑞峰城市建设理论研究（电子版）2012 43.27%煤矿提升绞车设计与优化学位论文朱赟湖南大学2006 2 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 点击查看全部举例相似论文 五、相似论文片段（共15个）五、相似论文片段（共15个） 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 53.27%圆柱齿轮减速器的齿轮设计期刊论文张雷 等科技创新导报2015 63.27%“机械设计“课程中的例题求解模式初探会议论文李俊第十三届全国机械设计教学研讨 会 2012 73.27%圆筒式谷物种子干燥机的研制学位论文刘立山中国农业大学2005 82.61%行星齿环式无游梁抽油机的理论分析及设计学位论文魏华西华大学2010 92.61%电动式自动机动态模拟试验技术学位论文董少峰中北大学2007 102.61%单发动机清扫车动力系统研究学位论文沙晓丽长安大学2010 112.61%软轴传动山核桃采摘器的设计期刊论文彭樟林 等湖北农业科学2015 122.61%免耕施肥播种机锥齿轮参数的设计与分析期刊论文赵浮萍当代农机2014 132.61%2BMF6型播种机作业传动系统锥齿轮的设计期刊论文李滨当代农机2012 142.61%层码垛机器人结构设计及动态性能分析学位论文刘涛兰州理工大学2010 152.61%轴承保持架用数控钻镗中心可倾角回转工作台的研制学位论文柏爽大连理工大学2015 1 1送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【2.61%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：水果机器视觉重量综合分选机机械系统及称重模块的设计 学位论文李光梅，2008年 山东农业大学 分选是龙眼进入流通领域的一个重要环节，直接关系到龙眼生产的效益。在市场经济高度发 达的今天，异地销售、大宗农产品交易和农产品国际贸易等均离不开标准化。而龙眼分选就 农业大学硕上学位论文摘 要水果分选是水果进入流通领域的一个重要环节,直接关系到水果 生产的效益。在市场经济高度发达的今天,异地销售、大宗农产品交易和农产品国际贸易等均 3 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 是实现苹果商品标准化的最基础的一步。我国是龙眼生产大国，但绝大部分苹果来源于农村 集体和个体种植户，其品质差别很大，加上采摘及运输过程中不同程度的损伤等影响，给龙 眼的分选工作带来一定的困难。目前苹果分选工作多由人工完成，缺点是劳动强度大，生产 率低且分选精度不稳定。采用微机控制的机电一体化设备来代替人工作业，可以实现苹果分 选的自动化，有效地提高分选效率和分选精度。因此，研究开发龙眼采后的自动化处理设备 ，对苹果进行分级筛选然后销售 离不开标准化。而水果分选就是实现水果商品标准化的最基础的一步。我国是水果生产大国, 但绝大部分水果来源于农村集体和个体种植户,其品质差别很大,加上采摘及运输过程中不同 程度的损伤等影响,给水果的分选工作带来一定的困难。尤其是在出口的水果当中,由于大部 分没有经过严格的分级处理,致使出口价格偏低,每年的经济损失上亿美元。目前我国的水果 分选工作多由人工完成,缺点是劳动强度大,生产率低且分选精度不稳定。采用微机控制的机 电一体化设备来代替人工作业,可以实现水果分选的自动化,有效地提高分选效率和分选精度 。因此,研究丌发水果采后的自动化处理设备,对水果进行分级筛选然后销售或加工,是我国目 前 2 2送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：大跨度升降式飞机接近架的设计与研究 学位论文殷毅，2009年 同济大学机械工程学院 特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动 机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于 不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅 拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的 封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机,具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点,适用于不 易燃、不易爆、无腐蚀性气体 第4章接近架驱动单元动力性能分析研究和特殊要求的机械上, 如金属切削机床、风机、运输机、搅拌机、农业机械、和食品机械等。由于Y系列电动机具有 较好的启动性能,因此也适用于某些对启动转矩要求较高的机械,如压缩机等。在经常启动、 制动、和反转的场合,要求电动机 3 3送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：串联混合动力汽车性能分析软件系统的设计与研究 学位论文任鑫，2011年 南京理工大学 传动比过大时就可能产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环 境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比了。 电动机的满载转速为710 r/min， 要求的输出为18r/min，则总的传动比为： nm / n=710/1839.44 V带传动比常用范围i7； 传动比范围及确定在此范围内各个挡位传动比数值。（）最小传动比 串联混合动力汽车 系统分析计算模型 硕士论文等盟 （）式中：毛 主减速比；变速箱最高挡（刀挡）传动比；嘣发动机最高稳定转速 （）；汽车最大速度（）；屹车轮滚动半径（）。（） 传动系最大传动比鸪堂专挚业 晓）式中，乙螂电动机最大转矩 4 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 圆柱齿轮传动单级减速器传动比的范围（?）；，变速器一挡传动比 4 4送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：基于simapro机械产品生命周期影响评价与分析 学位论文陈早芬，2010年 北京信息科技大学 硬度差为40 HBS。 （4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=424=96 3.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t2.32 3KT1/d(u1)/u(ZE/H)2 （3-17） （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 T1 = 9550 P1/ n1=95502.11/237 =85.02 Nm=8.502104 Nmm 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1.2。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2。 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿 轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 由机械设计式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=602371(2830015)=1.024109 N1=1.024109/4=0.256109 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN1=0.95。 计算 5 5送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：采煤机截割部减速器的性能分析 学位论文夏红丽，2014年 山东科技大学 5 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2。 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿 轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 由机械设计式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=602371(2830015)=1.024109 N1=1.024109/4=0.256109 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN1=0.95。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，由由机械设计式（10-12）得 H1= KHN1lim1/S=0.9600 MPa=540 MPa H2= KHN2lim2/S=0.95550 MPa=522.5 MPa （2）计算 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。 d1t2.32 3KT1/d(u+1)/u(ZE/H)2=2.32 31.38.502104/1.2(4+1)/4(189.8/522.5)2=57.459 mm 计算圆周速度v。 v =d1t n1/601000 =57.459237/601000 = 0.71 m/s 计算齿宽b。 b =dd1t=1.257.459=68.951 mm 计算齿宽与齿高之比b/h。 模数 mt= d1t/ z1=57.459/24=2.394 mm 齿高 h= 2.25 mt=2.252.394=5.39 mm b/h=68.951/5.39=12.79 计算载荷系数。 机械设计表查的材料的弹性影响系数磊 。）由机械设 计图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限劬。：脚：大齿 轮的接触疲劳强度极限陆：。）由公式计算应力循环次数 ： ：）：机械设计图一 取接触疲劳寿命系数：。；：。）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为，安全系数，由式（）和式（）得：】。生产 【】：毕堋， 胁（）计算）试算小齿轮分度圆直径，代入【】中的较小的值 ：）计算圆周速度：，：虫竺：朋 ）计算齿宽：唬 。）计算齿宽与齿高之 比：模数：虫：齿高 ：（）（）万方数据 坐丕型茎奎 羔三堡堡主兰堡丝苎 銎堡型！垦量！墅曼望堂堕堕塑望盐宽高比：旱：）计算 载荷系数。根据：鼍：朋，级精度，由机械设计 6 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 根据v=0.71 m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.04； 直齿轮，KHa= KFa=1； 由机械设计表10-2查得使用系数KA=1； 由机械设计 6 6送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【3.27%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：基于simapro机械产品生命周期影响评价与分析 学位论文陈早芬，2010年 北京信息科技大学 机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHB=1.315。 由b/h=12.79，KHB=1.315查机械设计图10-13得KFB=1.28；故载荷系数 K= KA Kv KHa KHB=11.0411.315=1.368 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得 d1= d1t 3K/ Kt=57.45931.368/ 1.3=58.436 mm 计算模数 m。 m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1/d z12 (YFa YSa /F) （3-18） （1）确定公式内的各计算数值 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度 极限FE2=380 MPa； 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.88； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得 F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4 MPa=303.57 MPa F2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4 MPa=238.86 MPa 7 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 计算载荷系数K。 K= KA Kv KFa KFB=11.0411.28=1.331 查取齿形系数。 由机械设计表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.196。 查取应力校正系数。 由机械设计表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.786。 计算大、小齿轮的YFa YSa /F并加以比较。 YFa1 YSa1 /F=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2 /F=2.1961.786/238.86=0.01642 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m321.3318.502104 /1.2242 (0.01642)=1.75 mm 对于计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮 模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 ，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.75并就圆整为 标准值m= 2.0 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=58.436 mm，算出小齿轮齿数 z1 = d1/ m=58.436/229 大齿轮齿数 z2 = 429=116 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到 结构紧凑，避免浪费。 3.2.4 几何尺寸计算 7 7送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.96%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：单履带动力运输车的研究与设计 学位论文王振，2013年 华中农业大学 计算初步选定小链轮的齿数譬，大链轮的齿数为?勉 鞠。取大链轮齿 8 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 （1）计算分度圆直径 d1= z1m=292=58 mm d2= z2m=1162=232 mm （2）计算中心距 a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm （3）计算齿轮宽度 b =d d1=1.258=69.6 mm 取B2=70 mm，B1=75 mm。 （4）机构设计及绘制齿轮零件图（从略）。 3.3 滚子链传动的设计计算 3.3.1 选择链轮齿数 取小链轮齿数z1=19，大链轮的齿数为z1=iz2=219=38。 3.3.2 确定计算功率 由机械设计表9-7查得KA=1.0，由机械设计图9-13查得KZ=1.52，单排链，则计算功 率为 Pca= KAKzP=1.01.522.2=3.34 kW 3.3.3 选择链条型号和节距 根据Pca=3.34 kW及n2=59 r/min查机械设计图9-11，可选20A-1。查机械设计表9- 1，链条节距为p=31.75 mm。 3.3.4 计算链节数和中心距 初选中心距a0=(3050)p=(3050) 31.75=952.51587.5 mm。取a0=1000 mm。相应的链 长节数为 Lp0=2 a0/p+( z1+ z2)/2+( z2-z1)/22 p/ a0=21000/31.75 + ( 19+38)/2 + ( 38-19)/22 31.75/ 100091.78 取链长节数L=92节。 查机械设计表9-7得到中心距计算系数fi=0.24883，则链传动的最大中心距为 数为。（）确定计算功率查得工况系数岛昌量丑，查得主动链轮齿形系数磁暑垂 ，单排链，则计算功率为一筏吃如一 互鼬 赫一盘蝻 （）（）选择链条型号和节距根据昌和星妇，查得 选用。链条节距为￥。（）计算链节数和中心距初选中心距 口臻砷矿（荡） 一譬。矾。取】 【，相应的链长节数为（成大先，）五爷。詈宁熊哆毒 （） 螺 厣瓢 丑吒丽亍面螂” 单履带动力运输车的研究与设计取链长节数三雾节。根据机械设计手册，中心距计算 系数气皇珏。鹊，则链传动的最大中心距为辞成罗瞄一氇硝弼黩五器 譬蘑曙擎一（譬鬈斟馓弧露童黼（）计算链速，确定润滑方式管 昌悉昌渊富翩厶管昌丽淼昌蜀育嚣赢厂富伽，羞由謦毒。兽扫和链号， 查图可知应采用人工定期润滑。（）计算链条压轴力有效的圆周力为嚣 譬罴链轮水平布置时，作用在轴上的力为蓐嘲 ，则压轴力为乓皇氩置？辅暑重 鑫因此，选 定分链轮，小链轮齿，大链轮齿。表大小链轮 9 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 a = fip2 Lp-( z1+ z2)=0.2488331.752 92-( 19+ 38)987 mm 3.3.5 计算链速v，确定润滑方式 v = n2z1p /601000 =591931.75/601000 0.6 m/s 由v=0.6 m/s和链号20A-1，查机械设计图9-14可知应采用滴油润滑。 3.3.6 计算压轴力Fp 有效圆周力为：Fe=1000P/v=10002.2/0.63667 N 链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为FpKFpFe =1.1536674217 N。 3.4 轴的设计计算 3.4.1 高速轴的设计计算 （1）由机械设计式（15-2）初步 8 8送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：生物质成型影响因素及对辊式成型机设计研究 学位论文尹玉婷，2011年 东北大学 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a、为了满足小皮带轮的轴向定位要求，-轴的右端需制出一轴肩，故取-段的直径 d-=34 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=37 mm。小皮带轮与轴配合的 毂孔长度L1=48 mm，为了保证轴端挡圈只压在小皮带轮上而不压在轴的端面上，故-段的 长度应比L1略短一些，现取l-=46 mm。 b、初步选择滚动轴承。应轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d-=34 mm，由机械设计课程设计手册初步选取 直径为。，为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴 肩，故取段得直径为，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径 取挡圈直径为，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证 轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比三略短一些，取 “。）选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用 单列圆锥滚子轴承。根据，由文献中选取单列圆锥滚子轴承 ，其尺寸为，葫羽 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取定位轴肩高度 ，取。）取安装齿轮处的轴段一的直径 ，齿轮的左端与左轴承 10 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 9 9送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：大型塔筒棱管法兰自动焊接装备的研发 学位论文吴迪，2013年 内蒙古工业大学 压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=46 mm。 b、初步选择滚动轴承。应轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d-=34 mm，由机械设计课程设计手册初步选取0基本游隙组、标 准精度级的单列滚锥轴承30208，其尺寸为dDT=40 mm80 mm19.75 mm，故d-= d-=40 mm；而l-=19.75 mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30208型轴承的定位轴肩高度 h=4.5 mm，因此，取d-=49 mm。 c、取安装齿轮处的轴端段-的直径 直径 dII-III=117mm，用轴端挡圈定位其左端，根据轴端直径尺寸选取挡圈直径D=120mm。半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=212mm。为了使轴端挡圈不压在轴的端面上而压在半联轴器上 ，故长度应比 L1 略短些，取 lI-II=210mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径 向力和轴向力作用，因此选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dII-III=117mm，由 轴承产品目录中初步选取 2基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32024，其尺寸为 dDT=12018038mm，故 dIII-IV=dVII-VIII=120mm；lVII-VIII=38mm。右端滚动轴承 采用轴肩进行轴向定位，轴承的定位 1010送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：轴承保持架用数控钻镗中心可倾角回转工作台的研制 学位论文柏爽，2015年 大连理工大学 截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列与下表（参看图8）。 表2 截面C的支反力、弯矩及扭矩数值 载荷水平面H垂直面V 支反力FFNH1=1466N， FNH2=1466NFNV1=533.5N， FNV2=-533.5N 弯矩MMH=94557 NmmMV1=34410.75Nmm MV2=-34410.75 Nmm 总弯矩M1= M2=945572+34410.752=100624 Nm 扭矩TT1=85020 Nmm 图8 轴的载荷分析图 （7）按弯扭合成应力校核轴的强度 危险截面应力Tab.4.1 Dangerous section stress载荷 水平面H 垂直面V力F弯矩M总弯矩扭 矩 Tl995.8N,Fun2736.8NMH124218.6NmFyl55.73N,Ry2234.17M,39504Nm 肘扣万面130424N?mT50643N?m按弯扭合成应力校核轴的强度。进行校核时,通常只校 核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面A)的强度。以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉 动循环变应力,取口0.6轴的计算应力:仃。；+(0.6乃)2 (4.21)其中:盯。,MH,T3 分别为轴的计算应力,总弯矩和扭矩。盯。1 30、4242百+(面0.6r50643)26.。 腑0.1160.8 r前已选定轴的材料为45钢,调质处理 11 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机 械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力 ca=M12+(aT1)2 /W=1006242+(0.685020)2 /0.1703=3.3 MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理 1111送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：大型塔筒棱管法兰自动焊接装备的研发 学位论文吴迪，2013年 内蒙古工业大学 直径D=52mm。小链轮与轴配合的毂孔长度L1=28mm，为了保证轴端挡圈只压在小链轮上而不压 在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=26mm。 b、初步选择滚动轴承。应轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d-=49mm，由机械设计课程设计手册初步选取0基本游隙组、标 准精度级的单列滚锥轴承30211，其尺寸为dDT=55mm100 mm22.75mm，故d-= d - =55mm；而l-=22.75mm。 左端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30211型轴承的定位轴肩高度 h=4.5 mm，因此 直径 dII-III=117mm，用轴端挡圈定位其左端，根据轴端直径尺寸选取挡圈直径D=120mm。半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=212mm。为了使轴端挡圈不压在轴的端面上而压在半联轴器上 ，故长度应比 L1 略短些，取 lI-II=210mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径 向力和轴向力作用，因此选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dII-III=117mm，由 轴承产品目录中初步选取 2基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32024，其尺寸为 dDT=12018038mm，故 dIII-IV=dVII-VIII=120mm；lVII-VIII=38mm。右端滚动轴承 采用轴肩进行轴向定位，轴承的定位 1212送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：苗期收膜机关键部件的研究 学位论文张秋芳，2007年 中国农业大学 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知 滚动轴承宽度T=22.75mm，则 l-=T+s+a+（70-66）=22.75+8+16+4=50.75 mm l-=s+a=8+16=24 mm 至此，已经确定了轴的各段直径和长度。 尺寸要求dn。31mm,故取.IH段的直径dnm32nun,取Ln.m7mm。(3)中间轴与端轴头采 用螺栓联接,螺栓直径d10mm,考虑到螺栓与轴承座不发生干涉,故取Lmw30nun,由中间轴 的内径d30mm,则dm.30nun。至此,己初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周 向定位链轮与轴的周向定位采用平键联接。按dI.由手册查得平键截面 bxh8x7(GBT10951997),键槽用键槽铣刀加工,长为33nnn,同时为了保证链轮与轴配合 12 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 （4）轴上零件的周向定位 齿轮、小链轮的周向定位采用平键连接。按d-由机械设计表6-1查得平键截面 bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中 性，故选择小皮带轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，小链轮与轴的连接，选用平键 12mm8mm22mm，小链轮与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位 有良好的对中性,故选择链轮轮毂与轴的配合为H7,k6；滚筒轴承与轴的周向定位是借过渡配 合来保证的,此处选轴的直径 1313送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：煤矿提升绞车设计与优化 学位论文朱赟，2006年 湖南大学 截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的 对中性，故选择小皮带轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，小链轮与轴的连接，选用平键 12mm8mm22mm，小链轮与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证 的，此处轴的直径尺寸公差为m6。 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2，取轴端倒角为1.645 o，各轴肩处的圆角半径见表15-2。 （6）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图9）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册 轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与轴肩的距离与左面轴肩的距离l52mm,所以这段轴 的长度l56mm。轴上零件的周向定位:齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接:由手册 查得平键截面bxh16mmxlomm,键槽用键槽铣刀加工,长为70ram。为了保证齿轮与轴有良好的 对Llrl,1中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为等,联轴器与轴的配合为二等,滚动轴承与17 4 煤矿提升绞车设计与优化轴的周向定位是借过渡配合来保证的。确定轴上圆角和倒角尺 寸；轴端倒角为2x45。,各轴肩处的圆角半径 1414送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【1.31%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：轴承保持架用数控钻镗中心可倾角回转工作台的研制 学位论文柏爽，2015年 大连理工大学 截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列与下表（参看图10）。 表3 截面B的支反力、弯矩及扭矩数值 载荷水平面H垂直面V 支反力FFNH1=1403.5N， FNH2=1403.5NFNV1=511N， FNV2=-511N 弯矩MMH=85263 NmmMV1=31043.25Nmm 危险截面应力Tab.4.1 Dangerous section stress载荷 水平面H 垂直面V力F弯矩M总弯矩扭 矩 Tl995.8N,Fun2736.8NMH124218.6NmFyl55.73N,Ry2234.17M,39504Nm 肘扣万面130424N?mT50643N?m按弯扭合成应力校核轴的强度。进行校核时,通常只校 核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面A)的强度。以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉 13 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 MV2=-31043.25 Nmm 总弯矩M1= M2=852632+31043.252=90738 Nmm 扭矩TT1=325580 Nmm 图10 轴的载荷分析图 （7）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机 械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力 ca=M12+(aT1)2 /W=907382+(0.6325580)2 /0.1703=1.4 MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理 动循环变应力,取口0.6轴的计算应力:仃。；+(0.6乃)2 (4.21)其中:盯。,MH,T3 分别为轴的计算应力,总弯矩和扭矩。盯。1 30、4242百+(面0.6r50643)26.。 腑0.1160.8 r前已选定轴的材料为45钢,调质处理 1515送检论文片段送检论文片段 相似论文片段 相似论文片段【3.27%】 位置： 头部中前部中部中后部尾部 来源：“机械设计“课程中的例题求解模式初探 会议论文第十三届全国机械设计教学研讨会，2012年 李俊 校核 已知装小带轮处的轴径 d = 27，高速轴上的转矩是85.02 Nm，载荷有轻微冲击。 （1）选择键联结的类型和尺寸 一般8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头 平键（A型）。 根据 d = 27，由机械设计 表6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 8，高度 h = 7 。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度要小些）。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力p = 100 120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 8/2 =36 ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm。由机械设计式（6-1）可得： 选择键连接的类型和尺寸一般级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选择平键连接。由于 齿轮不再轴端，故选用圆头普通平键。根据从平键尺寸表中查得键的截面尺寸 为：宽度，高度。由轮毂宽度并参考键的长度系列， 取键长（比轮毂宽度小一些）。（）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料 都是钢，由表可查得许用挤压应力【叫（），取其平均值【嘲 ，键的工作长度一（），键与轮毂 键槽的接触高度。由挤压应力 14 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 六、全部举例相似论文作者（共12个）六、全部举例相似论文作者（共12个） p =2T103/kld=285.02103/3.53627=49.982 MPa p = 110 MPa 故合适。 键的标记为：键 840 GB/T 1096-2003。 3.6.2 电机上联接的键的校核 已知装大带轮处的轴径d =38，皮带轮轮毂宽度为46，需传递的转矩T=29.59Nm，载荷 有轻微冲击。 （1）选择键联结的类型和尺寸 一般8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头 平键（A型）。 根据 d = 38，由机械设计 表6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 10，高度 h = 8 。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度要小些）。 （2）校核键联接的强度 键、电机轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 10/2 =35，键与轮毂键槽的接触高度 序号序号作者作者典型片段总相似比典型片段总相似比剩余相似比剩余相似比 1陈早芬4.58%18.95% 2李俊3.27%20.26% 3李光梅2.61%20.92% 4柏爽2.61%20.92% 5吴迪2.61%20.92% 6王振1.96%21.57% 15 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 七、相似论文（举例63篇）七、相似论文（举例63篇） 序号序号作者作者典型片段总相似比典型片段总相似比剩余相似比剩余相似比 7张秋芳1.31%22.22% 8朱赟1.31%22.22% 9夏红丽1.31%22.22% 10尹玉婷1.31%22.22% 11任鑫1.31%22.22% 12殷毅1.31%22.22% 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 14.58%基于simapro机械产品生命周期影响评价与分析学位论文陈早芬北京信息科技大学2010 24.58%采煤机截割部减速器的性能分析学位论文夏红丽山东科技大学2014 33.92%胡麻秸杆收割打捆机期刊论文冀瑞峰城市建设理论研究（电子版）2012 43.27%煤矿提升绞车设计与优化学位论文朱赟湖南大学2006 53.27%圆柱齿轮减速器的齿轮设计期刊论文张雷 等科技创新导报2015 63.27%“机械设计“课程中的例题求解模式初探会议论文李俊第十三届全国机械设计教学研讨 会 2012 73.27%圆筒式谷物种子干燥机的研制学位论文刘立山中国农业大学2005 82.61%行星齿环式无游梁抽油机的理论分析及设计学位论文魏华西华大学2010 92.61%电动式自动机动态模拟试验技术学位论文董少峰中北大学2007 16 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 102.61%单发动机清扫车动力系统研究学位论文沙晓丽长安大学2010 112.61%软轴传动山核桃采摘器的设计期刊论文彭樟林 等湖北农业科学2015 122.61%免耕施肥播种机锥齿轮参数的设计与分析期刊论文赵浮萍当代农机2014 132.61%2BMF6型播种机作业传动系统锥齿轮的设计期刊论文李滨当代农机2012 142.61%层码垛机器人结构设计及动态性能分析学位论文刘涛兰州理工大学2010 152.61%轴承保持架用数控钻镗中心可倾角回转工作台的研制学位论文柏爽大连理工大学2015 162.61%滩涂半浮式养殖紫菜收割机与采后冷藏保鲜技术的研究学位论文王永鼎上海水产大学2003 172.61%水果机器视觉重量综合分选机机械系统及称重模块的设计学位论文李光梅山东农业大学2008 182.61%矿用大口径PVC空心结构缠绕管的试验研究学位论文刘宁宁北京化工大学2007 192.61%基于案例推理的水平定向钻机动力头快速设计学位论文陈至欢湘潭大学2014 202.61%生物质型煤成型机设计及仿真分析学位论文张万里东北林业大学2008 212.61%大型塔筒棱管法兰自动焊接装备的研发学位论文吴迪内蒙古工业大学2013 221.96%多头蜗杆加工专用机床的进给系统传动齿轮设计期刊论文谷耀新河南科技2014 231.96%生物质成型影响因素及对辊式成型机设计研究学位论文尹玉婷东北大学2011 241.96%小型横卧辊玉米收获机割台的研制学位论文孙晋梅山东理工大学2012 251.96%苗期收膜机关键部件的研究学位论文张秋芳中国农业大学2007 261.96%单履带动力运输车的研究与设计学位论文王振华中农业大学2013 271.96%战斗部质量、质心、质偏测试系统研究学位论文罗小林中北大学2006 17 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间 281.96%基于振动机理的山核桃采摘样机设计学位论文李小亮浙江农林大学2012 291.96%一种用于大型薄壁箱体端面加工的新型镗头(FT-6型)的设计与应用学位论文陈灵强西安石油大学2009 301.31%全螺纹玻璃钢锚杆成型技术研究学位论文郎洪芳河北工程大