带式输送机设计说明书毕业设计

目录毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名：日期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年月日导师签名：日期：年月日1绪论现代工业发展导致能源消耗的激增，随之而来的是与工业生产相关的运输设备有了长足的进步。在带式输送机方面，随着运行阻力计算方法、动力学分析、高张力输送带设计、接头分析、清扫和监控技术、PLC技术的应用，带式输送机以广泛应用在矿山、冶金、煤炭等部门，并在长距离输送机、转弯输送机、双向输送机、垂直提升输送机和气垫带式输送机等方面取得了新的发展。带式输送机由于具有长距离连续运输、运输量大、运行可靠、效率高和易于自动化等优点，现在国外高产高效矿井，顺槽可伸缩带式输送机主要参数一般为：运距为1200～2000～3000M，带速为3.5～4m/s，输送量为2500～3000t/h，驱动总功率为1500～3000kw、最大达11000kw。目前国产带式输送机的主要参数要比国外低得多，运行性能尤其是工作可靠性差距更大。输送带是带式输送机的承载构件，带上的物料随带一起运行，根据需要物料可在输送机端部和中部位置卸下。输送带用旋转地托辊支撑，运行阻力小。带式输送机可沿水平和倾斜路线布置，在输送原煤时，设计向上的最大输送角一般为17º～18º；向下最大输送倾角一般为15º～16º。当采用花纹输送带加之采取其他相应措施上运倾角可高达28º～29º；下运倾角可达25º～28º。当采用某些特殊措施时，可实现更大的运输倾角，乃至垂直提升。本课题的研究意义与目的在于，本课题所涉及的带式输送机为地面上运、长距离输送机，其所需要解决的主要问题在于软启动问题以及拉紧装置的选取，同时需要大工作量的计算，而且还需考虑多级驱动与功率平衡问题。[1]1.1带式输送机的发展与现状长距离、大运量、高速是带式输送机的最新发展方向。与其他运输设备(如机车类)相比，带式输送机不仅具有长距离(单机长度可达5000米，而且可以实现多机进行串联搭接，运距可达206km)、大运量、连续运输的特点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中控制，经济效益十分明显。带式输送机运行维护费用远远低于公路汽运方式，而且只要生产时间超过5年，带式输送机输送方式比公路汽运的总投资要小得多，所以在企业的生产过程中，凡能实现带式输送机输送的场合，一般都采用连续的带式输送机输送。与其他设备相比，带式输送机有以下优点：(1)输送物料种类广泛；(2)输送能力范围宽；(3)输送线路的适应性强；(4)灵活的装卸料，可以灵活实现一点或多点受料或卸料；(5)可靠性和安全性高；(6)费用低。1.2国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势国外对于长距离地面输送带式输送机的研究和使用较早，主要用于港口、钢厂、水泥厂、矿山等场合。带式输送机也是煤矿最为理想的高效连续运输设备，特别是煤矿高产高效现代化的大型矿井，带式输送机己成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。国外带式输送机技术的发展主要表现在三个方面：(1)带式输送机功能多元化、应用范围扩大化，如大倾角带式输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；(2)带式输送机本身的技术向长运距、大运量、高带速等大型带式输送机方向发展；(3)带式输送机本身关键零部件向高性能、高可靠性方向发展。在煤矿井下，由于受环境条件的限制，其带式输送机的技术指标要比地面用带式输送机的指标为低。国外通常使用的带式输送机的主要技术指标如表1.1所示。[1]表1.1国外带式输送机的主要技术指标主要主要参数国外300--500万t/a高产高效矿井顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）2000～3000>3000带速（m/s）3.5～44～5，最高达8输送量（t/h）2500～30003000～4000驱动总功率（kw）1200～20001500～3000，最大达101001.3国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题：从20世纪80年代起，我国煤矿用带式输送机也有了很大发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品的开发都取得了可喜的成果，输送机产品系列不断增多，从定型的SDJ,SSJ,STJ,DT等系列发展到多功能、适应特种用途的各种带式输送机系列，但这一阶段的发展大都基于我国70年代前后引进带式输送机的变形和改进，主体结构没有大的变化。进入90年代后，随着煤矿现代化的发展和需要，我国对大倾角带式输送机、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机及长运距、大运量带式输送机及其关键技术、关键零部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，研制成功了软启动和制动装置以及PLC控制为核心的防爆电控装置。随着我国煤矿高产高效矿井的发展，煤矿井下带式输送机到目前己达到表1.2所示的主要技术指标。表1.2国内带式输送机的主要技术指标主要主要参数顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）2000～3000>4500带速（m/s）2.5～4.53-5输送量（t/h）1500～30002000～3000驱动总功率（km）900～16001500～3000从表1.1和表1.2的比较可以看出，我国煤矿高产高效矿井配套国产带式输送机的水平基本达到了国际水平。目前，在带式输送机产品中，主要存在的问题但关键零部件的可靠性水平还有待于进一步提高。在煤矿井下，由于煤层和井下地质结构等原因，有时不得不采用下运带式输送机。由于下运方式对制动技术、可靠性、安全性等要求较高，在矿井开拓及运输方式设计时，大都尽量避免下运运输方式，这也是目前下运带式输送机应用较少的原因。[1]1.4我国煤矿用带式输送机的发展大型化、智能化为了适应高产高效集约化生产的需要，带式输送机的运输能力要加大，控制自动化水平要提高，长运距、高带速、大运量、大功率是带式输送机今后发展的必然趋势。在今后的10年内，输送量要达到4000～5000t/h，带速要提高到6m/s，顺槽可伸缩输送机头部集中驱动要达到3000米，对于固定强力带式输送机要达到5000米，单机驱动功率1000～1500KW,输送带要达到PVG3150和ST6000以上。提高关键零部件的性能和可靠性设备开机率的高低主要取决于输送机关键零部件的性能和可靠性。而要提高关键零部件的性能和可靠性，除了进一步完善和提高现有零部件的性能和可靠性外，还要不断开发研究新的技术和零部件，如高性能可控软启动技术、动态分析与监控技术、高效储带装置、快速自移机尾、高寿命托辊等，使带式输送机的性能进一步提高。扩大功能，一机多用化带式输送机是一种理想的连续运输设备，但目前其效能还没有充分发挥，资源有所浪费。如将带式输送机结构作适当修改，并采取一定的安全措施，就可拓展到运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用，使其发挥最大的经济效益。开发专用机种图１－１ｔｄ７５型固定式带式输送机

中国煤矿的地质条件差异较大，在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求，如弯曲、大倾角(>25°)直至垂直提升、长运距下运带式输送机等，而有些场合常规的带式输送机是无法满足要求的。为了满足煤矿井下的某些特殊要求，应开发满足这些特殊要求带式输送机，如波纹挡边输送机、管状带式输送机、平面转弯带式输送机、线摩擦多驱动带式输送机、大倾角上运带式输送机、打倾角下运带式输送机等。[1]2．传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。题目中给定以下传动方案如下图所示：图2-1带式运输机传动方案简图传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。2.2选择原动机——电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。2.2.1选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1.带式输送机所需的功率Pw由[1]中公式（2-3）得：PFV/10002.21031.5/10003.3KWw设计题目给定：输送带拉力F（N）=2.2103N输送带速度V(m/s)=1.5m/s2.计算电动机的输出功率P根据文献[1]（《机械零件计指导》关阳等编辽宁科学技术出版）表2—2确定部分效率如下：弹性联轴器：0.99（两个）滚动轴承（每）：0.99（共三对，两对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：.98（精度7级）传动滚筒效率：0.964V带传动效率：0.95得电动机至工作间的总效率:420.990.9930.980.960.950.858 1 2 3 带输送机效率:0.990.960.95 w 2 4 FV 2.21031.5电动机的输出功率：P 3.95KWd100010000.950.858w2.2.3确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min，常选用1500r/min或1000r/min的电动机。计算滚筒的转速nw100060V1000601.5工作机的转速：n 71.66r/minwD 400设计题目给定：滚筒直径D=400mm 输送带速度V(m/s)=1.5m/s确定电动机的转速n由参考文献[1]V传动比范围为i2~4，所以总传动比合理范围为i6~20，故电动机转速的可选范围是：总n(6~20)71.66r/min429.96~1433.2r/mind表2-1电动机性能方案方案电动机型号额定功率（KW）n/(r/min)参考价格(元)参考重量（kg）同步转速满载转速1Y112M-4415001440230452Y132M1-641000960350733Y132M2-65.5100096050084符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min由参考文献[1]中表h1—1查出有三种使用的电动机型号：表2-1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定2方案，电动机型号为Y132M1-6。其主要参数如下：表2-2电动机相关参数型号型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸尺寸DE中心高装键部位尺寸FGDY132M2-65.5kw960r/min3.95kw3880mm132mm1041mm表2-3带式输送机相关参数皮带速皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率1.5/s32.210N400m平稳连续16小时8年71.66r/min3.95kw2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速n和工作机主动轴的转速n可得传动装置的总传动比in/n对于多级传动iiiii计算出总传比后，应合理地分配各限减2.3.1计算总传动比由电动机的满载转速n960r/min和工作机主动轴的转速m960n71.66r/min可得总传动比：in/n13.4w m w71.662.3.2合理分配各级传动比由参考文献[1]中表2—3，取带传动比i3，i13.4，则一级减速器传动带i13.4比i 4.47。减i 3带表2-4传动比分配总传动总传动比电机满载转速带轮传动比为齿轮传动比为滚筒转速13.4i960r/minvi=31i=4.4771.66r/min2.4算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。2.4.10轴（电机轴）输入功率、转速、转矩P3.95kWdn960r/minm3.95T9550P/n9550 39.294Nmd d m 9602.4.2Ⅰ轴（高速轴）输入功率、转速、转矩PPP3.950.953.75KW I d 01 d 带nn/i960/3320r/min 1 m 带TTi39.29430.95112Nm I d带 012.4.3Ⅱ轴（低速轴）输入功率、转速、转矩PPP3.750.990.983.64KW II I 12 I 2 3320 nn/i 71.6r/min 2 1 14.37TTi1124.770.990.98518.3Nm II I1 122.4.4Ⅲ轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩PP2.140.990.993.56KW III II 1 2nn71.6r/min 3 2TT518.30.990.99508Nm II 1 2各项指标误差均介于+0.5%～-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表表2-5：表2-5各轴运动和动力参数轴名轴名功率P(/kw)转矩T（N/m）转速n(r/min)传动比i效率电机轴3.9539.29496030.95Ⅰ轴3.751123204.774.770.97Ⅱ轴3.64518.371.610.98滚筒轴3.5650871.6注：各轴输出是依据该轴输入乘以该轴承效率得出，一对滚动球轴承效率取0.99.3传动零件的设计计算3.1减速箱外传动零件——带传动设计3.1.1带传动设计要求带传动设计的主要内容选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。设计依据传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。注意问题带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。3.1.2V带传动设计计算确定计算功率由[2]中表8-7查得工作情况系数K1.1A由[2]中公式8-21：PKP ca AdPKP1.13.954.34kW ca Ad选择V带的带型根据P4.34kW及n960r/min,由[2]中图8-11选用A型确带轮的基准直d并验算带速vd①初选小带轮的基准直径dd1由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d112mmd1②验算带速v按[2]中公式8-13验算带的速度 dn 3.14112960 v d1 5.63m/s601000 601000因为5m/sv25m/s,故带速合适。③计算大带轮的基准直径。根据[2]中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2did3112336mm由]中8-8取d355mm(4)确定V带的中心a和基准长度L 0 d①根据[2]中公式8-20，0.7dda2dd, d1 d2 0 d1 d2初定中心距a500mm②由[2]中公8-22计算所需的基准长度L2adddd2dd12 d0 02d1 d2 4a0 250011235535511221763mm 2 4500由[2]中表8-2选带的基准长度L1800mmd③计算实际中心距a由[2]中公式8-23计算 ll 18001763 aad d0500518.5mm 0 2 2验算小带轮上的包角根据[2]中公式8-25计算180dd57.318035511257.3153.1590 1 d2 d1a 518.5计算带的根数z①计算单根V带的额定功率pr由d112mm和n960r/min,查[2]中表8-4a并用插值法得P1.58kw d1 m 0根据n960r/min、i3和A带查[2]中表8-4b并用插值法得P0.12kw m 0查[2]中表8-5得K0.93，查[2]中表8-2得K1.01, L于是由[2]中公式8-26： P KPzPcrP0PA0KKLPPPKK(1.580.12)0.931.011.6kW r 0 0L②计算V带的根数z P 4.34zc2.7P1.6r取3根计算单根V带的初拉力的最小值F0min根据[2]中公式8-27：2.5KP (F)500 cqv2 0min Kzv2.50.932.645000.15.632135.17N0.9335.63其中q由[2]中表8-3得A型带q0.1kg/m，应使带的实际初拉力FF。 0 0min计算压轴力压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：F2zFsin123135.17sin153.15788.86N pmin 0min 2 2带轮结构设计查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：B2152948mmV型带传动相关数据见表3-1。表3-1V型带传动相关数据计算功计算功率cP（kw）传动比i带速V(m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）2.6435.63A3135.17788.86小带轮小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距mm)(基准长度（mm）带轮宽度(mm)小带轮包角112355518.5180048153.1503.2减速器内传动零件——高速级齿轮设计3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：齿轮类型选用直齿圆柱齿轮传动齿轮精度等级带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）材料由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45钢调质硬度240HBS试选择小齿轮齿数z241大齿轮齿数ziZ4.7724114.5 2 1 1取z115齿数比ui4.77 2 1 13.2.2按齿面接触强度设计(1)确定公式内各计算数值①试选载荷系数k1.3t P 2.28②小齿轮转矩T9.55106I9.55106 6.8104Nmm 1 n 3201③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数z189.8MPaE④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数1d⑤由文献[2]中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim1550MPa。Hlim1⑥计算应力循环次数N60njL6032011830052.3041081 h2.304108NN/u0.651081 1 3.53⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数 K 0.90K 0.95 HN1 HN2⑧计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由文献[2]中式10-12KHN1Hlim10.90600540MPa H1 SKHN2Hlim20.95550522.5MPa H2 S(2)计算①试算小齿轮分度圆直径d1tKTu1Z2d1t2.323t11uHE2 d 11.36.81043.531189.82 2.323 1 3.53522.557.18mm②计算圆周速度vdn57.18320v 1t 10.96m/s601000 601000③计算齿宽bbd157.1857.18mmd 1tb④计算齿宽与齿高比h d 57.18模数m1t2.287tZ 251齿高h2.25m2.252.2875.146tb57.18 11.11h5.146⑤计算载荷系数据v0.96m/s，7级精度。由图10-8查动载荷系数K1.04，直齿轮vKK1，由文献[2]中表10-2查得使用系数K1，由文献[2]中表10-4HF A用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时：K1.120.18(10.62)20.23103b H d d1.120.181.60.2310357.181.42b由11.11，K1.42，在文献[2]中查图10-13，得K1.35，故载荷 h H F系数KKKKK11.0411.421.4768。AvHH按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a得： K 1.4768d1d357.18359.66mm 1tK 1.3t计算模数md59.66m12.386mm Z 2513.2.3按齿根弯曲强度计算(1)确定公式内各计算数值由文献[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa。FE2由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 0.85，K 0.88。 FN1 FN2计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4由[2]中式10-12KFN1FE10.85500303.57MPa F1 S 1.4 KFN2FE20.88380238.86MPa F2 S 1.4 计算载荷系数KKKKKK11.0411.351.404AvFF查取齿形系数由[2]中表10-5查得：Y2.62，Y2.21。Fa1 Fa2⑥查取应力校正系数由[2]中表10-5查得：Y1.59，Y1.78。 Sa1 Sa2计算大小齿轮的 YY 2.621.59Fa1F1Sa1303.570.013723YY 2.211.78Fa2Sa2238.860.016469F2大齿轮的数值大(2)设计计算2KTYY 21.4046.8104m31FaSa3 1252 0.0164691.7136mmZ2 d1 F对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.7136并根据GB1357-87就近圆整为标准值m2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d59.66mm。1算出小齿轮的齿数：d59.66z129.83圆整取z30m 2 1大齿轮的齿数z3.5330105.9圆整取z1062106 实际传动比：i 3.533303.5333.53传动比误差：i100%0.085%5%允许3.533.2.4高速级齿轮几何尺寸计算①分度圆直径dzm30260mmdzm1062212mm 1 1 2 260212中心距a136mm2表3-2高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20°21363．543060556460大齿轮10621220721655齿轮宽度bd60mm取B60mmB55mm d1 1 22T26.8104圆周力：F12267Nt1d 601径向力：FFtan202267tan20825.12Nr1 t13.3减速器内传动零件——低速级齿轮设计3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88）材料选择小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS选择小齿轮齿数z26大齿轮齿数ziZ.622668.12圆整取z69 4 23 43.3.2按齿面接触强度设计(1)确定公式内各计算数值试选载荷系数k1.3t95.5105P95.51052.21 小齿轮传递的扭矩T 22.33105Nmm 3 n 90.652由[2]中表10-6查得材料弹性影响系数z189.8MPaE由[2]中表10-7选取齿宽系数1由[2]中图10-21d按齿面硬度得小齿轮接触疲劳强度极限600MPaHlim3大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa由[2]中式10-13计算应力次数N60njL6090.6511830056.531072 h N 6.53107N32.5107u 2.622由[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数K 0.94K 0.98 HN3 HN4计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由[2]中式10-12KHN3lim30.94600564MPa H3 S KHN4lim40.98550539MPaH4 S (2)计算①计算小齿轮分度圆直径d，代入 3t H2KT u1Z2d3t2.323d32u2HE41.32.331052.621189.822.323 1 2.6253986.54mmdn86.5490.65计算圆周速度v 3t 20.41m/s 601000 601000计算宽度bbd186.5486.54mm d 3t计算齿宽与齿高比 d 86.54模数mm3t3.33mmtZ 263齿高h2.25m2.253.337.5mmtb86.54 11.54 h 7.5计算载荷系数据v0.41m/s7级精度。由[2]中图10-8查动载荷系数K1.01；v 直齿轮K K1。由[2]中表10-2查得使用系数K1。 HF A由[2]中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时 K1.120.18(10.62)20.23103b H d d1.120.181.60.2310386.541.4279b由11.54K1.4279查[2]中图10-13得K1.4 h H F故载荷系数KKKKK11.0111.42791.442AvHH按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]中式10-10a得 K 1.442dd386.54389.58mm 3 3tK 1.3t d 89.58计算模数mm33.45mm Z 2633.3.3按齿根弯曲强度计算确定公式内各计算数值由[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa；大齿FE3轮的弯曲疲劳强度极限380MPaFE2由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 0.95K 0.98 FN3 FN4计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4由[2]中式10-12KFN3FE30.95500339.29MPa F3 S 1.4KFN4FE40.98380266MPa F4 S 1.4④计算载荷系数KKKKKK11.0111.41.414 AV FF⑤查取齿形系数由[2]中表10-5查得Y2.6Y2.18Fa3 Fa4⑥查取应力校正系数由[2]中表10-5查得Y1.595Y1.79 Sa3 Sa4YY计算大小齿轮的FaSaFYY 2.61.595Fa3Sa3339.290.012223F3YY 2.181.79Fa4Sa4266 0.014669F4大齿轮的数值大设计计算2KTYY 21.4142.33105mFaSa3 1262 0.01466992.4167mmdZ2 1 F根据[2]中表10—1就近圆整为标准值m2.5mmd 89.58计算小齿轮齿数Z335.8圆整取Z36m 2.5 3计算大齿轮齿数Z2.623694.32圆整取Z95495实际传动比：i2.64362.642.62传动比误差：i100%0.76%5%允许2.623.3.4低速级齿轮几何尺寸计算①分度圆直径dZm362.590mmdZm952.5237.5mm 3 3 4 4 dd 90237.5 ②中心距a3 4163.75mm 2 2 2③齿轮宽度bd19090mmB90mmB85mm d3 3 4表3-3低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20°2.5163.752.64369083.759590大齿轮95237.5231.25242.5853.4轴的设计——输入轴的设计3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率P2.28KWI输入轴的转速n320r/min1输入轴的转矩T6.8104Nm2T26.8104圆周力：F12267Nt1d 601径向力：FFtan202267tan20825.12Nr1 t13、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据[2]中表15—3，取A1120 P 2.28dA3I112321.55mmmin 0n 3203.4.2初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度①已知轴最小直径为d21.55mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值25mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段A直径为d35mm。②B初故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据d35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球B轴承6307（参考文献[3]），其尺寸为dDB358021，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：d50mm、dd56mm。 D E F③由于轴承厚度为21mm，根据[4]中图5.3挡油板总宽度为18mm故ll39mm，根据箱座壁厚，取12且齿轮的右端面与箱内壁的距离2，H 1则取212mm，根据[4]中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3mm，故l1239mm。根据参考文献[1]表3-1知中间轴的两齿轮间的距离110~15，估取110mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为212mm，因B90mm，B55mm，Bl60mm。 3 2 1 F5560故l12901012126033994.5mm。2 2④设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故l75mm。根据根据带轮宽度可确定Bl48mmA图3-1输入轴结构简图3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度（１）计算支座反力H面m0A(16267.5)R162F109.5F0 BH r1 p 162F109.5F 162825.12109.5788.86R r1 p 958.8218NBH 16267.5 229.5F0FFRR0 x r1 p BH AHRRFF958.8218788.86825.12922.5618N AH BH p r1V面F1622267162Rt1 1600.24N AV 229.5 229.5计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图①H面DA段：M(x)Fx788.86x(0x109.5) H p 当x0时，在D处M 0HD 当x109.5时，在A处M 922.5618109.5101020.517NmmHABC段：M(x)Rx958.8218x(0x67.5) H BH 当x0时，在B处M 0HB 当x67.5时，在C处M 958.821867.564720.47NmmHC②V面MM0 VD VA VBMRx1600.24162259238.88Nmm VC AV计算合成弯矩并作图DMB0M101020.517NmmAMM2M264720.472(259238.88)2267200Nmm C HC VC计算T并作图T0.368100020400NmmI（5）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取a0.3，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限335MPa1MC2TI2267200220400215.26MPa335MPa结论：强ca W 0.1563 1度足够。3.5轴的设计——输出轴的设计3.5.1初步确定轴的最小直径 P 2.14dA3 III112344.29mmmin 0 n 34.631、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2．求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率P2.14KWⅢ输出轴的转速n34.6/min3输出轴的转矩T591.96NmIII 2T 2591.96FIII4984.926Nt4 d 237.51034FFtan204984.926tan201814.4Nr4 t4３.初步确定轴的最小直径 P 2.14dA3 III112344.29mmmin 0 n 34.633.5.2初步设计输出轴的结构１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径d，为了使所选的轴直径与联轴TKT ca A1查表14-1，考虑到转矩变化很小故取K1.3，则：ATKT1.3591.96Nm769.548Nmca AIII２．初选联轴器按照计算T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003,选用型号ca为LX3的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径d45mm,故取d45mm半联轴器长度L112mm。3根据轴向定位求初步确定轴的各处直径和长度图3-4输出轴结构简图4．轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度①根据已确定的d45mm，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使f段直径为d70mm。②初选滚动轴承。因该传动方案没有向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据d70mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴61915（参考文献[3]），其尺寸为dDB7510516，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故d87mm。d③由于轴承厚度为16mm，挡油板总宽为18mm故l34mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm而挡油板内测与箱体内壁取3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上得出l49mm，l82mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮之间的距 a b离c=20mm,再根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出l96mm。④设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器及轴盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故l74mm。f5．按弯曲合成应力校核轴的强度绘制空间受力图作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力①H面F821814.482 m0Rr4 576.67N B AH 258 258RFR1814.4576.671237.73N BH r4 AH②V面F824984.92682 Rt4 1584.36N AV 258 258RFR4984.9261584.363400.566N BV t4 AV计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图①H面M 0 HA HB M 82R82576.6747286.94Nmm HC AH②V面 M M 0 VA VB M82R821584.36129917.52Nmm VC AV计算合成弯矩并作图M0 A BMM2M2(47286.94)2129917.522138260Nmm（5）C HC VC计算T并作图T0.6591.961000355176NmmⅢ（6）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取a0.3，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限335MPa1MC2TIII2138260235517627.4MPa335MPa所以，强ca W 0.1803 1度是足够的。3.6轴的设计——中速轴的设计中速轴的功率P2.21KWⅡ中速轴的转速n90.65/min2中速轴的转矩T232.88NmⅡ初步确定轴的最小径 P 2.21dA3中112332.48mmmin 0n 90.652因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6407的深沟球轴承，其尺寸为dDB3510025。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。。

4部件的选择与设计4.1轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合4.1.1输入轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P825.12N；轴承转速n320r/min；轴承的预期寿命1L81300512000h。h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值 60nL 6032012000 CP3 1h825.1235.058kN 106 106按照[3]表22-1选择C10.5kN的6007轴承。4.1.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P1814.4N；轴承承受的转速n34.6r/min3轴承的预期寿命L81300512000hh2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值 60nL 6034.612000 CP3 3h1814.435.3kN 106 106按照[3]表22-1选择C33.2kN的6015轴承。4.1.3中间轴轴承1.轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P799.64N；轴承承受的转速n90.65r/min2轴承的预期寿命L81300512000hh2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值 60nL 6090.6512000 CP3 2h799.6433.22kN 106 106按照[3]表22-1选择C10.5kN的6007轴承.4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d25mm，由[2]中表6-1选择bh87键。键长根据皮带轮宽度B=48选取键的长度系列取键长L=40。②校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力 100~120MPa取平均值110MP。a键的工作长度lLb40832mm，键与轮毂键槽接触高度K0.5h0.573.5mm2T103268103由[2]中式6-1得pKⅠld3.5322548.57MPap，强度足够。2、输出轴键连接⑴输出轴与齿轮4的键连接①选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d80mm，由[2]中表6-1选择bh2214键。由轮毂宽度B85mm及键的长度系列取键长L70mm。②校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力 100~120MPa取平均值110MP。a键的工作长度lLb7022，键与轮毂键4mm的接触高度K0.5h0.5147mm2T1032591.96103由[2]中式6-1得pKⅢld7488044.04MPap，强度足够。⑵输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩T应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T5014-85。选用LX3型弹性联轴器。公称转矩为1250Nm。半联轴器孔径d45mm。1选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径d45mm，联轴器Y型轴孔d45mm，轴孔长度1L112mm选取A型普通平键bhL149100。校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力 100~120MPa取平均值110MP。a键的工作长度lL1b0014，键与轮毂键m8m的接触高度K0.5h0.594.5mm。2T1032591.96103由[2]中式6-1得pKⅢld4.5864567.98MPap，强度足够。4.3滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度v12m/s,轴承内径和转速乘积d2105mmr/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环。4.4联轴器和轴承端盖的选择4.4.1联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移。根据以上的计算选择LX3型弹性柱销联轴器。4.4.2轴承端盖的选择根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。4.5其它结构设计4.5.1通气器的设计通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。其结构基本如下：图4-1通气器结构图4.5.2吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。图4-2吊耳吊钩结构图4.5.3启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。图4-3启盖螺钉结构图4.5.4定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。图4-4定位销4.5.5油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。 图4-5油标4.5.6放油孔及螺塞在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。 图4-6放油孔和螺塞4.6箱体采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。表4-1箱体主要结构尺寸ffd、１d、2d至箱壁外距离1C统一取34mmfd、１d、2d至凸缘边缘的距离2C统一取mm28轴承旁凸台高度半径1RmmCR2821外箱壁至轴承座端面的距离1lmmCCl70)8~5(211齿轮顶圆至箱体内壁的距离1≥1.2δ≈mm15齿轮端面至箱体内壁的距离2≥δ≈12mm轴承端面至箱体内壁的距离3轴承用脂润滑取15mm全文总结通过本次毕业设计让我对我大学所学过的知识又有了一次大的复习，对我以前所学过的已经忘得又从新捡了回来。在本次设计中让我对带式输送机又有了进一步的了解，由以前的了解到现在自己独立的完成毕业设计。在这过程中也不断的查找资料、书籍。以使我完成毕业设计。本文先从总体方面讲了带式输送机的发展情况，讲了带式输送机的基本结构。通过对带式输送机的未来发展情况来介绍本文的毕业课题。在前面介绍了带式输送机的电动机的选择、Ｖ带的选择、轴的设计、带式输送机减速箱的设计等。现在我终于了解了一个机器的诞生是需要花费大量的心血的，每个零件都有关联，而且要从头算起，就像这次课程设计，我们要从电动机算起，然后是带的传动、齿轮传动、轴的载荷等，并且还要计算键、轴承，包括箱内的油量也是需要考虑的，接下来就是箱体的设计，要考虑到大带轮直径不可以大过箱体的高度、螺栓螺钉周围要留出扳手的空间。通过本次的设计让我知道在自己独立完成一件东西的设计是多么不容易。以前总觉得一件设计感觉不是很难，但是到自己亲自动手的时候才真真明白，这让我懂得任何事情不要只是看表面的，要真真了解要自己亲自动手才知道。参考文献美输送设备制造协会编.散状物料带式输送机[M].北京：机械工业出版社，1984濮良贵.机械设计（第8版）[M].北京：高等教育出版社，2008王昆等编.机械设计基础课程设计[M].高等教育出版社，1995龚桂义.机械设计课程设计图册[M].北京：高等教育出版社，1989[5]中国煤炭建设协会.带式输送机工程设计规范[M].北京：中国计划出版社，2000[6]哈尔滨工业大学,上海工业大学主编.机床夹具设计[M]上海科学技术出版社991.上海市金属切削技术协会编.金属切削手册[M].上海科学技术出版社1991.陈宏钧,方向明,马素敏等编典型零件机械加工生产实例[M].机械工业出版社2004.王季琨,沈中伟,刘锡珍主编机械制造工艺学[M].天津大学出版社.2004.王绍俊主编机械制造工艺设计手册[M].哈尔滨工业大学1981.芮晓明.机械设计基础及电厂金属材料[M].北京：中国电力出版社，2000M.A.Alspaugh.LatestDevelopmentsinBeltConveyorTechnology.MINExpo2004,LasVegas,NV,USAPhonixConveyorBelt.PhoenixConveyorBeltsDesignFundamentals.Hamburg,2004致谢首先衷心感谢指导老师，论文的选题、研究的方向和设计内容都得到指导老师的精心指导与热情的帮助。指导老师严谨细致的作风，丰富的理论知识给了我很深的启迪，使我受益匪浅。我的论文是在您悉心指导和严格要求下完成的，我的每一点进步和提高都得益于老师的指导、鼓励、影响和支持；同时也使我在思维方法、工作作风以及学习态度方面得到进步。在本次毕业设计过程中，我碰到了很多的问题，考虑总是时不够全面，在毕业设计开始时，进行得不够顺利。在指导老师的指导和帮助下，在同学们给予我很大的支持和帮助下，在系时给予我们毕业班很大的支持和帮助下，考虑到我们的实际问题，使我们的毕业设计得以顺利和成功的进行。在此对他们表示衷心的感谢。另外，感谢这四年来培养了我的老师们，在你们的辛勤教育下，使我具备了一定的有关机械方面知识，为我以后走入社会打下了坚实的基础。还教会了我将来该怎样更好的适应这个社会。在大学四年中，我学到了很多的知识，这些知识将使我受益终生。在此，对培育了我们的老师们再次给予我衷心的感谢。通过本次毕业设计，使我更好的把理论和实践相结合了起来。感谢所有关心和帮助过我的老师们、同学们！学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下进行的研究工作所取得的成果。尽我所知，除文中已经特别注明引用的内容和致谢的地方外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式注明并表示感谢。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。学位论文作者（本人签名）： 年月日学位论文出版授权书本人及导师完全同意《中国博士学位论文全文数据库出版章程》、《中国优秀硕士学位论文全文数据库出版章程》(以下简称“章程”)，愿意将本人的学位论文提交“中国学术期刊（光盘版）电子杂志社”在《中国博士学位论文全文数据库》、《中国优秀硕士学位论文全文数据库》中全文发表和以电子、网络形式公开出版，并同意编入CNKI《中国知识资源总库》，在《中国博硕士学位论文评价数据库》中使用和在互联网上传播，同意按“章程”规定享受相关权益。论文密级：□公开□保密（___年__月至__年__月）(保密的学位论文在解密后应遵守此协议)作者签名：_______导师签名：______________年_____月_____日_______年_____月_____日独创声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计(论文)，是本人在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。 本声明的法律后果由本人承担。 作者签名:二〇一〇年九月二十日毕业设计（论文）使用授权声明本人完全了解滨州学院关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定。本人愿意按照学校要求提交学位论文的印刷本和电子版，同意学校保存学位论文的印刷本和电子版，或采用影印、数字化或其它复制手段保存设计（论文）；同意学校在不以营利为目的的前提下，建立目录检索与阅览服务系统，公布设计（论文）的部分或全部内容，允许他人依法合理使用。（保密论文在解密后遵守此规定）作者签名:二〇一〇年九月二十日致谢时间飞逝，大学的学习生活很快就要过去，在这四年的学习生活中，收获了很多，而这些成绩的取得是和一直关心帮助我的人分不开的。首先非常感谢学校开设这个课题，为本人日后从事计算机方面的工作提供了经验，奠定了基础。本次毕业设计大概持续了半年，现在终于到结尾了。本次毕业设计是对我大学四年学习下来最好的检验。经过这次毕业设计，我的能力有了很大的提高，比如操作能力、分析问题的能力、合作精神、严谨的工作作风等方方面面都有很大的进步。这期间凝聚了很多人的心血，在此我表示由衷的感谢。没有他们的帮助，我将无法顺利完成这次设计。首先，我要特别感谢我的知道郭谦功老师对我的悉心指导，在我的论文书写及设计过程中给了我大量的帮助和指导，为我理清了设计思路和操作方法，并对我所做的课题提出了有效的改进方案。郭谦功老师渊博的知识、严谨的作风和诲人不倦的态度给我留下了深刻的印象。从他身上，我学到了许多能受益终生的东西。再次对周巍老师表示衷心的感谢。其次，我要感谢大学四年中所有的任课老师和辅导员在学习期间对我的严格要求，感谢他们对我学习上和生活上的帮助，使我了解了许多专业知识和为人的道理，能够在今后的生活道路上有继续奋斗的力量。另外，我还要感谢大学四年和我一起走过的同学朋友对我的关心与支持，与他们一起学习、生活，让我在大学期间生活的很充实，给我留下了很多难忘的回忆。最后，我要感谢我的父母对我的关系和理解，如果没有他们在我的学习生涯中的无私奉献和默默支持，我将无法顺利完成今天的学业。四年的大学生活就快走入尾声，我们的校园生活就要划上句号，心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出，对我的人生来说，将是踏上一个新的征程，要把所学的知识应用到实际工作中去。回首四年，取得了些许成绩，生活中有快乐也有艰辛。感谢老师四年来对我孜孜不倦的教诲，对我成长的关心和爱护。学友情深，情同兄妹。四年的风风雨雨，我们一同走过，充满着关爱，给我留下了值得珍藏的最美好的记忆。在我的十几年求学历程里，离不开父母的鼓励和支持，是他们辛勤的劳作，无私的付出，为我创造良好的学习条件，我才能顺利完成完成学业，感激他们一直以来对我的抚养与培育。最后，我要特别感谢我的导师赵达睿老师、和研究生助教熊伟丽老师。是他们在我毕业的最后关头给了我们巨大的帮助与鼓励，给了我很多解决问题的思路，在此表示衷心的感激。老师们认真负责的工作态度，严谨的治学精神和深厚的理论水平都使我收益匪浅。他无论在理论上还是在实践中，都给与我很大的帮助，使我得到不少的提高这对于我以后的工作和学习都有一种巨大的帮助，感谢他耐心的辅导。在论文的撰写过程中老师们给予我很大的帮助，帮助解决了不少的难点，使得论文能够及时完成，这里一并表示真诚的感谢。毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名：日期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年月日导师签名：日期：年月日指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神□优□良□中□及格□不及格学生掌握专业知识、技能的扎实程度□优□良□中□及格□不及格学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力□优□良□中□及格□不及格研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性□优□良□中□及格□不及格完成毕业