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机械毕业设计全套
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JX04-117@可伸缩式皮带输送机,机械毕业设计全套
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（ 4）轴的结构设计 各轴段直径的确定： 1d ：与输入端相联，滚动轴承段， 取 mm2301 d ，滚动轴承选取 30346，mm120mm5.46mm324mm230 BTDd 2d ：定位段，取 mm24043 d 。 3d：定位段，取 mm25044 d 。 4d ： 中间段。 mm27045 d 。 5d：定位段，取 mm25044 d 。 6d：定位段，取 mm24043 d。 7d： 滚 动 轴 承 段 ， 取 mm2301 d ， 滚 动 轴 承 选 取 30346 ，mm120mm5.46mm324mm230 BTDd 各轴段长度的确定： 1L ： 由滚动轴承及装配关系确定， 取 mm1201 L 。 2L ：由定位及装配关系确定， 取 mm1802 L 。 3L：由定位及装配关系确定， mm1803 L。 4L ：由定位及装配关系确定， mm7804 L 。 5L： 由定位及装配关系确定， mm1803 L。 6L：由定位及装配关系确定，取 mm1802 L 。 7L：由滚动轴承及装配关系确定， mm1207 L。 3.轴的校核 （ 1）轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：轮毂对轴的力作用点按简化原则应在轮毂 宽度的中点，因此可决定轴 上两轮毂 力的作用位置。轴上安装的 30346，从表 12-4 可知它的负荷作用中心到轴 承外端面的距离 mm60a ，故可算出支点跨距和轴上各力作用点相对位置尺寸。支点跨距 mm1600L ；右侧轮毂 的力作用点 C 到右 支点 A 距离 mm3001 L ； 轴上切向力的作用点 D 与右侧轮毂 的力作用点之间的距离 mm5002 L ；轴上切向力的作用点 D 与左侧轮毂的力作用点 E 之间的距离 mm5003 L；左侧轮毂 的力的作用点 E到左 支点 B的距离 mm3004 L 。 nts（ 2）计算轴上的作用力 右侧轮毂 1： N62.17031 rF 左侧轮毂 2： N62.17032 rF 轴上所受到的力： N118748tF（ 3）计算支反力 垂直面支反力（如图 b）： 由绕支点 B 的力矩和 0BVM，得： 49.5 1 1 0 8 58.2 2 1 4 7 0 31600)()( 4243213321RAVrrRAV F LFLLLFLLLLF N62.1703RAVF 方向向上 。 同理，由绕支点 A 的力矩和 0AVM，得： 8.2 2 1 4 7 0 349.5 1 1 0 8 51 6 0 0)()( 1322113321RAVrrRBV F LLLFLFLLLLF N62.1703RBVF 方向向上 。 由轴上的合力 0VF，校核： 0N)62.1 7 0 362.1 7 0 362.1 7 0 362.1 7 0 3(54 rrRAVRBV FFFF 计算无误。 水平支反力（如图 d）： 由绕支点 B 的力矩和 0BHM，得： 9 4 9 9 8 4 0 01 6 0 0)()( 434321RAHtRAH F LLFLLLLF N59374RAHF 方向向上 。 同理，由绕支点 A 的力矩和 0AHM， 同理 得： N59374RAHF 方向向上 。 nts由轴上的合力 0HF，校核： 0N)59374593741 1 8 7 4 8( RBHRAHt FFF 计算无误。 A 点总支反力 N44.5 9 3 9 8N5 9 3 7 462.1 7 0 3 2222 RAHRAVRA FFF B 点总支反力 N44.5 9 3 9 8N5 9 3 7 462.1 7 0 3 2222 RBHRBVRB FFF （ 4）绘制转矩、弯矩图 垂直面内的弯矩图（如图 c）： C 处弯矩： mmN5 1 1 0 8 61 LFM RAVCV 左mmN8 5 1 8 1 0)()( 432432 LLFLLLFM rRBVCV 右 D 处弯矩： mmN5 1 1 0 8 6)(3243 LFLLFM rRBVDV 左mmN511086)( 2121 LFLLFM rRAVDV 右 水平面内的弯矩图（如图 e）： C 处弯矩： mmN9.2 0 2 0 3 7 91 LFM RAHCHD 处弯矩： mmN6.1 8 1 3 8 6 33 LFM RBHDH合成弯矩图（如图 f）： C 处： mmN7.2 0 4 1 5 4 1mmN9.2 0 2 0 3 7 92.2 9 3 1 8 5 2222 CHCVC MMM 左左mmN7.2 0 4 1 5 4 1mmN9.2 0 2 0 3 7 92.2 9 3 1 8 5 2222 CHCVC MMM 右右 D 处： mmN76.1842595mmN6.181386378.324126 2222D DHDV MMM 左左mmN42.1 8 1 7 7 2 8mmN6.1 8 1 8 6 31.1 1 8 4 7 2 2222 DHDVD MMM 右右 转矩图（如图 g）： mmN17034003 TT 当量弯矩图（如图 h）： 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为循环变应力，折算系数 6.0 。 mmN1 0 2 2 0 4 0mmN1 7 0 4 0 06.0 T C 处： mmN7.2 0 4 1 5 4 1 左左 CC MM nts mmN87.2283080mmN10220407.2041541 2222 TMM CC 右右 D 处： mmN47.210 7 065mmN102 2 04076.184 2 595 2222DD TMMM D 左左左mmN42.1817728 右右 DD MM nts（ 5）弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。 M P a59.44M P a801.0 87.2 2 8 3 0 8 01.0 33 dMWM CCca 右右 根据选定的轴材料 40Cr，调质处理，由教材表 15-1 查得 MPa701 。因 1 ca ，故强度足够。 2.3.6 键的选择和校核 这里以轴上的键为例。 由轴 3 的细部结构设计，选定斜齿大齿轮外键 1 为mm63mm14mm22 Lhb ，标记：键 22 63GB/T1096-1979；直齿小齿轮外键 2 为 mm70mm14mm22 Lhb ，标记：键 22 70GB/T1096-1979；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短键 1 即可。 根据校核公式 PP KldT 2 式中 T 传递转矩， mmN17034003 TT； K 键与轮毂键槽的接触高度， hK 5.0 ， h 为键高， mm7K ； l 键的工作长度， mm63l ； d 轴的直径， mm80d ； P 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表 6-2，取 MPa110P ； PP K ldT M Pa56.96M Pa80637 1 7 0 3 4 0 022 键联接强度足够。 2.3.7 滚动轴承的选择与校核 以轴 3 上的滚动轴承为例 1.滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由轴 3 的结构设计，根据mm703531 dd ，选取 30314.其基本参数查表 12-4， kN218rC ， kN2720 rC ， 35.0e ， 7.1Y ， 10 Y。 2.滚动轴承的校核 （ 1）径向载荷 rF nts轴承受力如图，根据轴的分析，可知 A 点总支反力 N5.265131 RAr FF ， B 点总支反力 N5.166762 RBr FF 。 （ 2）轴向载荷aF外部轴向力 N3.3 6 5 045 aaae FFF，aeF指向 A 处轴承（方向向左）。 7798.09NN7.12 5.265132 11 YFF rd （方向向右）， N85.9044N7.12 5.166762 22 YFF rd （方向向左）。 因为，12 N15.8555 ddae FFF ，所以 A 处 1 轴承被压紧， B 处 2 轴承放松。故 N15.855521 daea FFF ， 7798.09N12 da FF 。 （ 3）当量动载荷 P 由表 13-6 查出载荷系数 4.1Pf 。 1 轴承：因 eFFra 35.032.05.26513 15.855511，由表 12-1 可知 N5.2651311 rFP ， 2 轴承：因 eFFra 35.047.05.16 67 6 09.779822，由表 12-1 可知 N35.1 9 9 2 74.0 222 ar
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