刮板输送机毕业设计

前言

刮板输送机是矿山运输机械的重要组成部分。刮板输送机的设计制造涵盖了运动转换、动力传输、变速机构、铸锻件结构设计等机械设计与制造工艺内容。经过分析，选择刮板输送机作为我们的毕业设计选题，能够比较全面的运用所学习知识和技能，综合应用机械设计的分析计算、结构选择、绘图技能和机械制造基础知识，对我们的所学知识进行概括总结，对我们的综合应用知识能力进行一次强化训练并获得提升，都是有益的。

本设计以煤矿实际运输条件为依据，以训练提高综合设计能力为目的，在设计中尽可能采用新的设计思想和设计方法，选择更加合理的结构和技术参数，力争提高刮板输送机质量，降低生产成本，在充分吸收学习现有的刮板输送机设计经验的基础上，参考有关设计资料，查阅《机械设计手册》等工具书，按照机械工程设计程序、方法和技术规范进行设计。

主设计主要研究问题有：矿用刮板输送机的型式与性能比较、矿用刮板矿输送机的整体选型、减速器的优化、刮板链的设计、液力耦合器的选型等，设计出具有实际应用要求的产品。通过这次设计，锻炼了自己调研分析、加工与整理、运用工具手册的能力，初步掌握了机械工程设计程序、方法和技术规范，提高工程设计计算、理论分析、图表绘制、技术文件编写的能力。

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目录

1概述--------------------------------------------- 1

1.1刮板输送机的工作原理与基本结构组成----------------------1 1.2刮板输送机的使用范围和主要类型、系列-------------------- 2 1.3刮板输送机的发展---------------------------------------- 3 1.4刮板输送机的主要特点------------------------------------ 4

2刮板输送机的选型设计计算-------------------------- 5

2.1设计原始参数和要求-------------------------------------- 6 2.2运输生产能力计算---------------------------------------- 8 2.3最大铺设长度------------------------------------------- 14

3刮板输送机机头部和机尾部的设计--------------------15

3.1机头部和机尾部结构组成及功能分析----------------------- 16 3.2减速器------------------------------------------------- 17 3.3链轮的几何尺寸及齿形计算------------------------------- 19 3.4机头架和机尾架----------------------------------------- 25 3.5紧链装置----------------------------------------------- 26

4减速器的设计计算----------------------------------27

4•1 三级齿轮减速器的优化设计-------------------------------27 4•2机械传动装置的传动方案的设计--------------------------- 28 4•3计算传动装置的运动、动力参数----------------------------30 4•4锥齿轮的设计、校核--------------------------------------31 4•5斜齿轮的设计、校核--------------------------------------37 4•6轴的结构设计、校核--------------------------------------43

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4•7减速器的箱体结构形式及尺寸----------------------------- 47

5刮板输送机机身部的设计计算------------------------50

5•1溜槽的结构及受力分析----------------------------------- 51 5.2溜槽联接结构的分析-------------------------------------52 5.3圆环链的结构特点分析及强度校核------------------------- 52

6液力耦合器的选型设计----------------------------- 55 7 技术经济分析------------------------------------- 57 8刮板输送机的安装、运转--------------------------- 57 9刮板输送机的日常维护----------------------------- 59 参考文献------------------------------------------ 56 致谢-------------------------------------------61

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1概述

煤矿井下运输机械工作任务繁重，工作条件恶劣。特别是采掘工作面的运输机械，要求其主要运动部件和工作机构（牵引机构及承载机构）强度高、刚度大、韧性好、耐磨损、抗腐蚀。根据这些要求，使用链条作为输送机的牵引机构比较合适。

啮合驱动链牵引的连续动作式煤矿运输机械主要有：用于采掘工作面及采区巷道的刮板输送机和板式输送机；主要用于采区巷道及运输大巷的平面可弯曲带式输送机。

刮板输送机是一种重要的矿山运输机械。由于它结构简单、使用寿命长，运转可靠性高、节能高效、输送距离长、密封性能好且维修方便，在冶金、建材、化工、火电、矿山等行业里广泛使用。

这次我们进行刮板输送机的选型设计，概括起来有以下几方面： 1.了解了刮板输送机的发展概况，生产目的、生产程序及产品供求情况。

2.了解了刮板输送机的生产方法和技术路线的选择，工艺条件的确定以及流程的编制原则。

3.了解了刮板输送机的质量标准、技术规格、包装和使用要求。 4.在企业员工的指导下，见习生产流程及技术设计环节，锻炼自己观察能力及知识运用能力

5.在指导老师的帮助下的进行刮板输送机的简单的设计.

1.1刮板输送机的工作原理和基本结构组成

刮板输送机是一种有挠性牵引机构的连续运输机械。溜槽是煤炭的承载机构，其牵引推运机构是绕过机头链轮和机尾链轮（或滚筒）而进行循

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环运动的无极闭合的刮板链。起动电动机，经液力联轴器、减速器传动链轮而驱动刮板链连续运转，将装在溜槽中的煤炭推运到机头处卸载转运。

各种类型的刮板输送机的组成部件的型式和布置方式不完全相同，但主要结构和基本组成部件是相同的。刮板输送机一般是由机头部、；机身部和机尾部三部分组成。（在部件组成内容中加作用与功能的内容简介） 刮板输送机的组成部件：

1、机头部：由机头架和安装其上的链轮组件、联轴器、减速箱和电动机组成。

2、机尾部：机尾架、链轮组件、联轴器、减速箱、电动机。 3、机身部：中部槽、刮板链、铲煤板、挡煤板。

4、辅助装置：主要包括紧链装置、推移装置、和锚固定装置。

1.2刮板输送机的使用范围和主要类型、系列

刮板输送机适用于煤层倾角不超过25度的采煤工作面，但对于间作采煤机轨道与机组配合工作的刮板输送机，适用的煤层角度一般不超过10度。煤层倾角大时，要采用防滑措施。此外，在采煤工作面下顺槽和联络眼都可以使用刮板输送机运送煤炭。目前，采煤工作面多使用可弯曲刮板输送机，以适应机械化、综合机械化采煤的需要，与相应的采煤机、金属支架或自移式液压支架配套使用。

刮板输送机的电动机功率从7.5KW-1000KW输送能力从30t/h-3000t/h之间，常用的分类方式有以下几种：

（1）按牵引的条数和布置方式，可分为单中链、边双联和中双链及三链型刮板输送机。、

（２）按溜槽的布置方式，可分为重叠式和并列式溜槽刮板输送机。 （３）按溜槽的结构，可分为开底式和封底式溜槽刮板输送机。

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（４）按卸载方式，可分为端卸式和侧卸式刮板输送机。

（５）按功率大小，可分为轻型（单电动机额定功率小于或等于４０KW）、中型（大于４０KW,小于等于９０KW）和重型（大于９０KW）刮板输送机。

１.３刮板输送机的发展

刮板输送机的发展大致经历了三个阶段，

第一阶段：二十世纪初叶，在英国常壁式采煤工作面首先使用单链刮板输送机，由于适应工作面的运输条件而得到很大的发展和广泛的使用。

第二阶段：四十年代初，德国制造了可弯曲刮板输送机与刨煤机或深截式采煤机配合工作，使工作面实现了机械落煤、装煤和运煤，进入了机械化采煤的新阶段。可弯曲刮板输送机可作为采煤机的运行轨道，能沿垂直和水平方向有小角度（2-4*）弯曲。随着采煤机的工作和移动，刮板输送机及时推移到紧靠煤壁处，为采煤机下一循环截落煤准备好机道，并缩短控顶距，有利于顶板管理。

第三阶段：五十年代初，由于机械化采煤工作面运输量大大增加，要求提高刮板输送机牵引链强度和电动机功率，出现了双链牵引和多电动机传动；也相应的使用了适应多电动机传动的液力耦合器，中部槽也有了较大的改进。

随着综合机械化采煤生产能力的不断提高，刮板输送机主要的发展趋势是：

1）大输送量。世界上已出现日产12000吨的综合工作面，刮板输送机的生产能力已达到每小时2000吨。

2）长输送距离，为了加长采区阶段开采，刮板输送机的长度已打300米。 3）大直径圆环链。为了增加刮板链的强度，已制出38*137mm的圆环链，其破断强度达1820KN。

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4）大中部槽，边双链中部槽高度为268mm，中单链和中双链中部槽高度为255mm，槽宽达930~1030mm，中板厚度达30mm，槽间联结强度达3000KN。

长使用寿命：大运量（600吨/时）。中部槽的过煤量在200万吨以上，中运量（300——600）吨/时中部槽的过煤量为150万吨左右，减速器设计寿命10000小时，整机大修寿命3年以上（采用封底）和可更换中板及上链道的中部槽.

随着我国煤炭工业的迅速发展，煤矿机械化程度也不断提高。我国缓倾斜煤层工作面较多，刮板输送机的应用极广、数量颇大；又由于我国煤炭资源丰富、分布宽广，地质条件多变，为适应不同条件，需要多种型号的刮板输送机。历年来，我国使用、仿制及自行设计的刮板输送机，据不完全统计，品种多达30余种。这些产品均不外乎上述三个发展阶段的类型，如SGB-13型、SGD-20型等刮板输送机，即属于第一阶段的产品类型；SGW-44型和SGW-80型可弯曲刮板输送机属于第二阶段的产品类型而SGW-150型和SGW-250型可弯曲刮板输送机则属于第三阶段的产品类型。

1.4刮板输送机的主要特点：

刮板输送机的主要特点：

1、优点

由于它机身低矮，可以弯曲，运输能力大，结构强度高，能适应采煤工作面较恶劣的工作条件，并可作为采煤机运行轨道，有时还作为移置液压支架的支点：在推移刮板输送机时，铲煤板可自动清扫机道浮煤；挡煤板后面有安全电缆、水管的槽架，并对电缆、水管起保护作用，推移输送机时，电缆、水管随着同时移动。

所以刮板输送机现在仍是缓倾斜长臂式采煤工作面唯一的煤炭运输

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设备。

2、缺点

运行阻力大，耗电量高，溜槽磨损严重；使用维护不当时易出现掉链、漂链、卡链、甚至断链等事故，影响正常运行。

2刮板输送机的选型设计计算

在矿井设计时或在生产现场，工作面运输设备的选择，一般是根据刮板输送机产品系列及制造厂产品说明书介绍的技术特征及其适用条件来选择型号，并决定其台数。但产品说明书中所列铺设长度一般均为水平长度或一定倾角煤层（如10°倾角）向下运煤时的，实际上铺设长度和工作面长度和煤层倾角，煤层厚度等条件各不相同，所以需要验算所选刮板输送机的运输能力、电动机功率和刮板链强度，并确定应铺设几台刮板输送机，每台刮板输送机应安装几台电动机。

我国刮板输送机的型号较多，无论是炮采，机采或综合机械化采煤，都有适应的刮板送机，基本上能满足各种条件下的使用。刮板输送机选型得当是刮板输送机安全使用的第一步。

1．炮采工作面选型的要求。

炮采工作面要根据煤层的厚薄选用轻型刮板输送机。顶板较好的工作面，可选用轻型可弯曲的刮板输送机，以便整体移设，缩短回采作面的非生产时间。顶板较差的工作面，应选用中部槽较窄，可分解移设的刮板输送机，以适应工作面的顶板管理，确保安全生产.

2采煤机械化对刮板输送机的要求

采煤机械化特别是综合机械化，已经使刮板输送机，采煤机，及液压支架构成了不可分割的整体。无论在结构上或运转上都是相互关联又相互制约的。为实现机械化，要求刮板输送机除了要完成运煤，清理机道浮煤

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外，还要作为采煤机或刨煤机运行的轨道，以及液压支架向前移动的支点。此外，还要求能在输送机上设置存放电缆，水管和通讯系统的装置；采用无链牵引采煤机时，刮板输送机上还应设有采煤机行走用的齿条，链滚和链环等装置。

3刮板输送机与采煤机的配合原则。

1）刮板输送机的输送能力必须与采煤机或刨煤机的生产能力相匹配，应该输送机的能力等于或大于采煤机或刨煤机的能力。

2）刮板输送机的结构形式及附件必须能密切与采煤机机构相配套，如采煤机的牵引机构，行政及导向机构，底托架及滑靴机构，电缆及水管的移动方法，是否要求自开切口，是否往更多采煤以及是否连锁控制等。

4刮板输送机与液压支架的配合原则

1）刮板输送机中部槽的结构要与支架的架型相匹配。 2）中部槽的长短要与支架宽度相适应。

3）中部槽挡煤板座要与支架推溜千斤顶连接装置相配套。 根据这四项基本原则和实地考察，并综合老师及工厂师傅的建议，我们选择了SGW-150C型刮板输送机的设计计算。

2.1设计原始参数和要求

原始参数是机械设计的依据，不论是结构形式的选择，还是理论分析计算，它都起着决定性的作用。对于刮板输送机的设计，其主要原始参数如下：

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1、设计生产率和运输距离 这是刮板输送机运输能力和铺设长度的设计依据。

2、输送对象的物理性质 主要是指物料的动堆积角、松散容量、阻力系数等。

无论何种设计，都要求技术上，经济上的合理性是相对性的。而比较的条件就是工作需要，即对所设计的设备的技术要求。刮板输送机一般是应用在采煤工作面，根据采煤工作面的基本条件和工艺要求，其结构有如下基本要求：

1、左右工作面能通用，能正反方向运行。 2、便于井下拆装、运输和稳定，且操作方便简单。

3、同类型零部件能通用互换。并有足够的刚度、强度和耐磨性。 4、具有适合配套设备工作要求的附属装置及相应的结构形式。 5、能适合采煤面的生产条件。

刮板输送机主要用于缓倾斜工作面的运煤。有时，也用作采区顺槽及

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上、下山的运煤设备。在地面生产系统和选煤厂中，固定式的刮板输送机可用来向各个煤仓配煤。

技术特征表见表2.1

2·2 运输生产能力计算

表2.1 技术特征

项 目 设 计 长 度 出 厂 长 度 输 送 量 刮板链速度 电 动 机 型 号 额 定 功 率 额定转速 额定电压 减 速 器 速 比 刮 板 链 型 式 圆环链规格 刮 板 间 距 刮板链间距 中 部 槽 规 格 (长×宽×高) 紧 链 装 置 卸 载 方 式

单 位 m m t／h m／s -- KW r／min (Y／Δ)V -- -- mm mm mm (mm) 数 值 150 100 150 0.93 YBS—160 2× 160 1480 660／1140 1：24.44 中 双 链 ￠18× 1024 1.104 1500×620×180 -- -- 磨擦紧链 端卸式 ８

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煤的堆积角（安息角）=30~40

９ 

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2·3 最大铺设长度计算

SGW-150C型刮板输送机的最大铺设长度： L1020N（2.5）

K1K2qcossin2q0'cosv其中--工作倾角

K1--考虑刮板链绕过两端链轮的附加阻力系数K1=1.1

K2--考虑输送机水平弯曲时刮板链与溜槽侧帮之间的附加阻力系数

K2=1.1

N—电动机功率（Kw） v --刮板输送机刮板链的速度

 --总传动效率

q--单位长度煤的重力N/m

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Q--刮板输送机的额定生产能力N/h

q0--单位长度刮板链的重力N/m

 --煤与溜槽间的摩擦系数=0.4-0.5

'--刮板链与溜槽之间的摩擦系数'=0.25-0.4

L--刮板输送机的铺设长度

SGW-150C型刮板输送机的最大铺设长度： L=

10200.85150=266m 0001.11.158070.6cos10sin1021880.3cos100.86根据采煤量以及传动功率，我们选定使用工作面长度为200m

3刮板输送机机头部和机尾部的设计

在机械化采煤工作面，为了减少或取消工作面两端人工开缺口，尽量实现采煤 自开缺口，要求刮板输送机机头部、机尾部的长度短、高度低。因此，应尽量做到：适当减少链轮齿数（刮板输送机传动链轮一般为七齿或八齿，现出现五齿或六齿的；机尾回转链轮采用四齿或用回转滚筒）；降低减速比，提高链速，以缩小减速器体积；采用多电机传动。用这些方法来减少传动装置结构尺寸。

机头部通常是刮板输送的驱动部分，传动型刮板机的机尾部也有传动装置。因此，除机头架需要一定的卸载高度，并且比机尾架略高，略长一些外，其他精简的机构形式基本相同。

根据采煤工作面生产工艺和条件，在设计机头和机尾部时，应满足以下技术要求：

1、机头，机尾部的外廓尺寸和结构形式要适应采煤工作面端头机械化作业，即要求长度短，高度低。

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2、机头，机尾架两侧要保证传动装置安装的互换性，以适应调换工作面。

3、考虑井下工作条件，传动装置部件（减速器，电动机，联轴器）必须结构紧凑，体积小，安装方便。

4、机头架要有足够的卸载高度，一般为600——700 mm.

5、要有紧链装置的固定位置和适合机头机尾部 固，推移，调长等要求的结构。

6、所有组成部分的要求标准化，系列化，以便减少品种数量，扩大使用范围和互换性。同时，要求个部件强度，刚度足够。便于井下拆装和维护。

机头，机尾部的长短高低与运行阻力；链轮直径；卸载高度等有关而链轮的几何尺寸又与链轮，减速器的传动比等参数有关。如果链轮直径较大，减速器外廓尺寸较大，都会导致机头机尾部的高度和长度增加。如果链轮直径过小（尺寸过小），则会降低链速和链条的使用寿命。因此在设计中，机头机尾部的尺寸必须全面综合地考虑，合理的选择各零部件的参数，达到较好的整体效果。

3·1 机头部和机尾部结构组成及功能分析

各种类型的刮板输送机的组成部件的型式和布置方式不完全相同，但主要结构和基本组成部件是相同的。刮板输送机一般是由机头部、；机身部和机尾部三部分组成。 刮板输送机的组成部件：

1、机头部：由机头架和安装其上的链轮组件、联轴器、减速箱和电动机组成。

2、机尾部：机尾架、链轮组件、联轴器、减速箱、电动机。

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3、机身部：中部槽、刮板链。铲煤板、挡煤板。

SGW-150C型刮板输送机机头部主要由机头架，传动装置，链轮组件，盲轴，拨链器，舌板，压链块，联梁，推移横梁及推移梁等部件组成。传动装置中采用液力联轴器，可使电动机启动平稳，降低启动电流，并对电动机和输送机构件起保护作用。连接罩将电动机与减速器连成一体，便于安装并使电机轴与减速器输入轴对中；它同时又是液力联轴器的液力联轴器的安全保护罩，联接梁，推移横梁，推移梁将机头连成一体，便于推移并与机头锚固装置相联接。拨链器使绕过链轮的链子迅速脱离链轮，避免链轮继续拖卷推积并卡住链子，造成断链或打牙等事故。舌板处于机头架溜槽卸载端，与刮板链之间摩擦力大，磨损快。它以16MN钢制成，用埋头螺栓固定在机头架上，磨损后便于更换，并且卸下舌板就可以检修和拆换拨链器，而且不必拆卸链轮。压链块安装在进入机头的链道端部。防止链子在改变运行角度时发生飘链，使刮板输送机平稳运行，与传动链轮正常啮合。SGW-150C 刮板输送机为短机头鸡头中板倾角为12~13°。由于机头斑倾角大，链子作用在压链块上的接触压力亦较大，采用较长的压链块可以减小单位面积上的接触压力，减少磨损。压链块以ZG45MN制造,刮板链与压链块间为滑动摩擦,故接触压力较大时,摩擦阻力亦大,刮板链运行时要在此消耗一部分功率.

3·2 减速器

减速器是指原动机与工作机之间的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转距。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

减速器的种类很多，按传动和结构特点来划分，这类减速器有下述六种：

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（1） 齿轮减速器

主要有圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器。 （2） 蜗杆减速器

主要有圆柱蜗杆减速器、环面蜗杆减速器和锥蜗杆减速器。 （3） 蜗杆-齿轮减速器及齿轮-蜗杆减速器。 （4） 行星齿轮减速器 （5） 摆线针轮减速器 （6） 谐波齿轮减速器

减速器是刮板输送机的主要传动部件之一。根据电动机的转速，链速和齿轮的合理传动比，通常采用三级齿轮传动，箱体采用部分对称结构，为是刮板输送机能紧帖煤壁，驱动装置多为平行布置形式。根据《刮板输送机减速器标准》（MT148-88）为适应不同的需要，三级齿轮传动的减速器有三种装配形式，一型的第二轴装有紧链机构，第四轴（或第一轴）装有断销过载保护装置。这种形式用于30KW以下的减速器。二型的第二轴装有紧链机构，过载保护由液力耦合器来实现，单机功率为40~75KW的减速器多采用这种形式。三形适用于单机功率90KW以上的减速器，紧链机构装在第一轴上过载保护由液力耦合器来实现。

减速器所有零部件都安装在球墨铸铁的减速箱壳体内，上下箱壳为对称结构，以适应左右工作面和机头，机尾使用。但冷却水管和泵组必须根据其工作位置事先安装好。上下箱体间用螺栓连接。箱体侧帮上有两个孔，用方头螺栓将减速器固定到机头架侧板上。减速器靠输入轴一端箱体上有法兰盘，用螺栓连接液力连轴器的连接罩。连接罩另一端用螺栓连接电动机，使整个传动装置悬挂在机头上

减速器的轴端形式，按配套需要选用，输入轴有渐开线花键和圆头平

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键三种。减速器的适用条件为：齿轮圆周速度不大于10m/s;安装角度为0~+-25°输入轴的转速不大于1500r/min;工作环境温度为-20°~35°。能用于正反向运转，由于传动装置采用并列式布置，所以必须有一级锥齿轮传动。有因刮板输送机的载荷比较大，故采用圆弧锥齿轮。圆弧锥齿轮具有承载能力大，传动平稳，噪音小的优点。适用于重载高速传动，因此作为第一级传动。第二，三级采用斜齿轮或直齿圆柱齿轮，通过更换第二级齿轮，可得到不同的传动比，减速器的传动形式如图3.1：

图3.1 减速器的传动形式 3·3 链轮组件的几何尺寸及齿形计算 链轮组件主要是有链轮滚筒组成，它是刮板输送机的重要组件。刮板链有链轮驱动运行，链轮轴是整个输送机承受扭矩最大的零件。刮板输送机的运输能力愈大，铺设长度愈长，链轮传递的力矩也愈大。因此，要求链轮具有较高的强度。和耐磨性能，还要具有一定的韧性。能够承受工作中的脉动载荷和附加冲击载荷。所以，链轮选用优质钢材料制造，一般，ＳＧＷ１５０型的刮板输送机传动链轮用ＺＧ４５Ｍｎ钢制造。为了使刮

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板链与链轮正确啮合运行，减少磨损，延长使用寿命，要求链轮有合理的几何尺寸和较高的加工精度。滚筒使两个链轮组成一体，它只是传递扭矩，不与刮板链啮合摩擦，一般均用ＺＧ４５Ｍｎ钢制造。

ＳＧＷ１５０型的刮板输送机链轮组件的两端有七个齿的链轮。链轮齿面淬火硬度ＨＲＣ４５－５０，链轮调度硬度ＨＢ２５０－２８０.链轮内圈为花键孔，两端链轮分别为减速器输出轴和盲轴用花键连接。两个半滚筒用八个螺栓连在一起。滚筒两端扣环分别扣在连个链轮的环槽内，防止轴向窜动，并起密封作用。滚筒通过平键分别与减速器输出轴及盲轴连接，使链轮组件连成一个整体，滚筒与链轮同步旋转。在安装时必须保证两个链轮各对应轮齿在相同的相位角上，一保证与刮板链正常啮合运行。

链轮是刮板输送机的只要传动部件之一，它的结构是否合理和质量优劣直接影响输送机的正常工作和链条的使用寿命，降低链条的冲击负荷，改善链条的受力状态，减少链环的磨损。合理的几何尺寸即使链条受力节距伸长后（在允许的范围内），也能保持正确的啮合，并具有高的啮合传动效率，减少电动机功率消耗。 3·3·1 圆环链链轮的主要技术要求

１）链轮的齿形和几何尺寸都具有高的啮合效率。目前，刮板输送机的传动率不断的增加，链速已增加至１ｍ／ｓ以上，链环在受力和磨损后允许链环节距在一定范围内增大。在上述条件下，要保证链轮和链条的正常啮合，链轮必须具有能满足上述要求的齿形和几何尺寸。

2） 要有较高的使用寿命。链轮是刮板输送机的易损件之一，它的寿命过短，不但影响输送机的正常运转，而且能影响与之别和的圆环链的使用寿命。所以，在结构和工艺上要保证链轮有足够的强度、硬度、耐磨性和抗挤压变形强度。

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3）链轮的结构要便于安装与拆卸。 3·3·2 链轮的几何尺寸及齿形计算 2 链轮的几何尺寸和齿形结构计算

圆环链链轮的齿形结构和尺寸如图3.2所示,链轮的每一齿距内有两个链环.其中,平卧于齿轮间链窝里的称为平环;松卡在齿宽中间立槽内的称为立环.链窝的形状与链环的外形想适应,其长度应比链环略长; 立槽的宽度L,也比链环棒料的直径稍大. 链轮的齿廓为两段圆弧,顶部齿廓圆弧的半径为R1,根据齿廓圆弧的半径为R2.当圆环链的规格D*P和链轮齿数N选定后, 链轮的各部分几何尺寸可计算如下:

图3.2 圆环链链轮的齿形结构

1)

基本参数

链轮齿数N确定,主要是根据刮板输送机的链速的大小,减速器的传动比的配合和机头部的结构而选择的, 刮板输送机的链轮齿数一般为4—12齿.

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圆环链的结构如图示,链环棒料的直径d\\节距p\\宽度a和b\\园弧半径r等基本参数见表3.1

表3.1 圆环链的本参数

成品链环直边直节距p 径d 宽度 圆弧半径r 公称尺极限偏公称尺极限偏最小内最大外公称尺极限偏寸 10 差 寸 40 差 宽a 12 宽b 34 寸 15 差 +2 0.4 0.5 0 14 0.4 50 0.5 17 48 22 +2 0 18 0.5 0.6 21 60 28 +2 0 22 0.7 86 0.9 26 74 34 +2 0 2) 圆环链轮的几何尺寸和齿形计算中,一部分参数是由几何分析,结合

工作要求而推导出的计算公式;另一部分是根据经验确定.如图3.2

表3.2 圆环链轮的几何尺寸和齿形计算公式表

名称 链轮节距角 符号 θ 计算公式 3600 2N ２２

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链轮节圆直径 D pD0900sinNDeD02d d 090cosN22链轮园弧半径外径 De 链轮立环槽直径 Di p900Didtanb N900tanNld 链轮立环槽宽度 齿跟园弧半径 链窝长度 l R2 L R20.5d L1.075p2d R3的值为扁平连接链环圆弧部分的最大外圆半径 链窝平面园弧半径 R3 链轮中心至链窝底H 平面的距离 0p90H0.5dtan0N90tanN0.5b 短齿厚度 W 18001800W(2Hd)sinAcos0.5b NN链窝中心距离 齿形园弧半径 立环槽园弧半径 A R1 R4 A1.075pd R1p1.5d R40.5d R50.5d W的最大值，保证圆环链在链窝中短齿跟部园弧半径 R5 链窝间隙 T ２３

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得到足够的支撑，也能保证开口式连接环和刮板在链窝中有足够的间隙 p1节圆半径D0900sinNd900cosN2=288.36mm取D0=288mm 22顶圆直径De=D0+2d=188+2*18=324mm

p900dtanb=210.5mm 3链轮立环的立槽直径Di0N90tanN 取Di=210 mm

其中对18的链条为14mm 4链轮立环的立槽宽度ld=25mm 其中对18的链条为7mm 5齿根圆弧半径R20.5d=9mm 6链窝圆弧半径R事R3=30mm

3在连接链环圆弧部分最大外圆半径对18的链条

0p90dtan7链轮中心至链窝平面的距离H0.50N90tanN8链窝长度L1.075p2d=104.8 取L=105 mm 9链窝中心距A1.075pd=86.8mm 取A=87mm

0.5d=129mm  ２４

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1800180010短齿厚度W(2Hd)sinAcosd=60mm

NN11齿形圆弧半径R1=p-1.5d=37mm 12立槽圆弧半径R4=0.5d=9mm 13短齿根部圆弧半径=R50.5d=9mm

3．4 机头架及机尾架

机头架是支承和装配机头传动装置（电动机、液力联轴器、减速器）、链轮组件、盲轴以及其他附属装置的构件。SGW-150型刮板输送机的机头架是一个焊接组件。侧板中板底板构成机头架的主体，均用16Mn钢制造。传动装置固定在机头架侧板上。为增加板的强度和刚度，在卸载端侧板上焊有横垫和立板；不增强机头架横身刚度，在底板前端有圆钢横梁。为了耐磨，在圆钢上两端链道处有半圈高锰钢堆焊接层；在中板前端下方焊着连接两侧板及中板的前梁及加强板。固定架用螺栓固定在前梁上，舌板和拨链器安装在固定架上。耐磨板焊接在中板后部两侧链道弯折处，作用相当于上链的压链块，其材质为ZG13Mn，此处与下股回空链接触压力大，磨损较严重。为增强与联接溜接头处的强度及耐磨性能，机头架后端侧板上焊有高锰钢端头。为缩短机头长度，中板倾角较大，链道弯折处磨损较严重，所以此机头架在易磨损部位的零件均采用耐磨材料及便于拆换的结构。根据国外同类输送机使用经验，这些零件需要经常检查更新。

机尾架与机头架的不同点为：1）不需要卸载高度，底板是近似水平的，故机尾架较短，较矮。2）传动装置装配轴线向上翘起,与机尾底板水平线成3°夹角。因为工作面刮板输送机总是沿煤层底板铺设，倾斜向下运输，机尾位置较高，机尾传动装置上翘，可抵消输送机沿工作面倾斜铺

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设的一部分影响，使减速器内油面趋于水平，有利于齿轮和轴承的润滑；3）机尾锚固装置安装位置与机头处不同，故机尾架端部侧板上焊有立板和筋板，便安装横梁，横梁与机尾锚固装置用销轴联接。

3·5 紧链装置

刮板输送机在安装或运转中，当链条松弛时，都需进行拉紧，并调整其长度。在调整刮板链长度时，必须先张紧整台刮板输送机的绝大部分刮板链而在松弛段内拆开链条，调整长度，在行连接，投入运转。各种刮板输送机均利用紧链器来张紧刮板链。

目前，国产可弯曲刮板输送机的紧链器有棘轮紧链器和液压紧链器两种。SGW-150型刮板输送机使用棘轮紧链器。棘轮紧链器安装在减速器第二轴靠采空区一侧的伸出端上，主要有底座、棘轮、插爪、导向杆及扳手等零件组成。

紧链时先将两条紧链挂钩的一端分别插在机头架左右侧板的圆孔内，另一端分别插在两根链条的立环中。然后将紧链器扳手扳到紧链位置，使插爪与棘轮啮合。再反方向（与刮板输送机转动方向相反）断续开动电动机，使传动装置处的底链通过链轮向上运行，而上链的一端已被紧链挂钩固定。当链条张紧到一定程度时即停车。这时由于插爪插在棘轮齿槽中使输送机减速器制动住，被张紧的链条不会放松，而在机头链轮与紧链挂钩固定链条处之间的链条处于松弛状态。可在此松弛链段内拆除多余的链子并重新接好。再将紧链器手把扳到运行位置使插爪与棘轮脱离。如被顶紧而难脱开，可再点动电机开反车，同时扳手把脱出插爪。然后正向点动电机，放松紧链挂钩，将紧链挂钩取下，即完成紧链的操作。刮板链的张紧程度，以其运转时在机头链轮下方稍有下垂为宜。

紧链时，应严格按上述操作程序进行，特别注意紧链器扳手的位置，否则会发生拉断链条或烧毁电机，损坏减速器等事故。

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4减速器的设计计算

4·1 三级齿轮减速器的优化设计

减速器的设计是机械传动设计中的一部分。首先，根据原参数选择合适的电动机。分配各级传动比并进行传动装置运动参数计算，求得减速器各轴的输入功率，转矩及转速，考虑装配关系和润滑，然后进行传动部件（齿轮，轴）。滚动轴承，联轴器。箱体尺寸等设计计算。

减速器的主要组成部分为箱体，齿轮，轴和轴承等。因箱体要保证齿轮的安装，因此对减速器的优化，实际上是对齿轮的优化。鉴于第一级弧齿伞齿轮改变加工工艺比较复杂，因此只对第二和第三级圆柱斜齿轮的几何参数进行优化。

优化的目的：在保证齿轮强度及总传动比不变的情况下，对两对斜齿轮进行优化，使其中心距最大，，也即减速器最小。

在刮板输送机的设计中三级齿轮减速器的优化设计是一个主要的部分因为减速器是刮板输送机的主要传动部件之一。根据电动机的转速，链速和齿轮的合理传动比，通常采用三级齿轮传动，箱体采用部分对称结构，为是刮板输送机能紧帖煤壁，驱动装置多为平行布置形式。根据《刮板输送机减速器标准》（MT148-88）为适应不同的需要，三级齿轮传动的减速器有三种装配形式，一型的第二轴装有紧链机构，第四轴（或第一轴）装有断销过载保护装置。这种形式用于30KW以下的减速器。二型的第二轴装有紧链机构，过载保护由液力耦合器来实现，单机功率为40~75KW的减速器多采用这种形式。三形适用于单机功率90KW以上的减速器，紧链机构装在第一轴上过载保护由液力耦合器来实现。

SGW150型刮板输送机的减速器的齿轮分配为：第一对齿轮为收缩尺圆弧锥齿轮，圆弧锥齿轮具有传动平稳，承载能力大噪音小，能改变传动

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轴方向而且传动比较大等优点，特别适合于高速重载传动。第二对和第三对齿轮均为斜尺圆柱齿轮。根据需要更换第二对齿轮，可使刮板链获得两种不同的链速。为了改善减速器的工作条件，在下箱体内设有循环水冷却装置，在上箱体设有润滑一轴轴承的柱塞试油泵。该油泵由二轴上的偏心套驱动。减速器连续运转，环境温度为20左右时，在水冷装置流量5.5升/分的冷却条件下。减速器外壳温度不得超过90℃，减速器内油温不超过100℃。

减速器的轴端形式，按配套需要选用，输入轴有渐开线花键和圆头平键三种。减速器的适用条件为：齿轮圆周速度不大于10m/s;安装角度为0~+-25°输入轴的转速不大于1500r/min;工作环境温度为-20°~35°。能用于正反向运转，由于传动装置采用并列式布置，所以必须有一级锥齿轮传动。有因刮板输送机的载荷比较大，故采用圆弧锥齿轮。圆弧锥齿轮具有承载能力大，传动平稳，噪音小的优点。适用于重载高速传动，因此作为第一级传动。第二，三级采用斜齿轮或直齿圆柱齿轮，通过更换第二级齿轮，可得到不同的传动比。

4·2 机械传动装置的传动方案的设计

合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。还应根据各种传动机构的特点，选择一个合理的传动机构。

本次课题的选题来自煤矿运输机械——刮板输送机的机头减速器。当前现场使用的150T刮板输送机JS型减速器具有以下缺点： （1） 体积大，且笨重。

（2） 承载能力，使用寿命，传动效率较差。 （3） 运行精度和质量不高。

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（4） 结构设计不够合理。

（5） 生产成本较高，市场竞争力不大。

考虑，煤矿机械的市场竞争必须以质优价廉取胜，非常需要改进设计新的减速器。改型减速器要减小体积和重量，必须使结构设计更加合理，精选材料，强化工艺，在技术参数选择和加工工艺上达到更高的水平，使改型减速器的应用更上一个新台阶。

JS系列减速器的特点如下：

（1） 齿轮，齿轮轴采用铸件，经渗碳，淬火，磨齿处理，零件的机械性

能和耐磨性能高。

（2） 体积减小，重量减轻。

（3） 提高了运行的精度和质量，降低生产成本，提高了市场竞争力。 （4） 结构设计合理，拆装方便，易于维修。

因此，本次设计改为锥齿轮，斜齿轮传动，锥齿轮加工困难，宜置于高速级，以减小其直径和模数。斜齿轮传动较直齿轮平稳，应用于中，低速级。为了能传递较大的力，选齿轮材料为20CrMnTi，同时为了增强轴的承载能力，其材料也为20CrMnTi，轴的结构为阶梯轴。采用三级传动。传动方案如图4.1,比较改进前后减速器的总体大小如表4.1：

图4.1 传动方案 表4.1 改进前后减速器的总体大小比较 ２９

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总长 总宽 总高 箱体外侧二轴，三三轴，四与二轴中轴之间的轴之间的心的距离 中心距 中心距 改进前 改进后 1175mm 535.5mm 497mm 285mm 549mm 246mm 279mm 116mm 232.95mm 231.9mm 107mm 130mm 通过比较，体积明显减小，减小约40%，进而所占用的空间减小，使用方便。

4·3 计算传动装置的运动、动力参数

一、传动装置的已知数据

已知电动机直接将功率Pm为30KW，同步转速n为1500r/min,满载转速nm为1440r/min，输入到高速轴（一轴）。总传动比为i总=20.35

各轴的传动比分别为：一级i1=3

二级i2=2.261 三级i3=3

二、 计算各轴的转速

一轴转速 n1=nm=1440r/min 二轴转速 n2=n1/i1=1440/3=480r/mi 三轴转速 n3=n2/i2=480/2.261=212.3r/min 四轴转速 n4=n3/i3=212.3/3=70.77r/min

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三、 计算各轴的功率

查表得：一对锥齿轮传动的效率为1=0.96，一对斜齿轮传动的效率为2=0.97，一对滚动轴承的效率r=0.99，联轴器效率c=0.99。

一轴功率 P1=Pmc=300.99=29.7KW

二轴功率 P2=P11r=29.70.960.99=28.23KW 三轴功率 P22r=28.230.970.99=27.11KW 四轴功率P4=P32r=27.110.970.99=26.03KW

四、 计算各轴的转矩

一轴转矩 T1=9550

P129.7=9550=196.97NM n11440P228.23=9550=561.66NM

480n2P327.11=9550=1219.5NM

212.3n3P426.03=9550=3512.6NM

70.77n4二轴转矩 T2=9550

三轴转矩 T3=9550

四轴转矩 T4=9550

4·4 锥齿轮的设计、校核及绘制

一、 已知数据

一级采用锥齿轮传动，大小齿轮材料均采用20CrMnTi，热处理方法为渗碳后淬火。强度极限为B=1100Mpa，屈服极限为

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s=850Mpa，齿芯强度为300HBS，齿面硬度56~62HRC。

二、 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 简化设计公式

R446u21R10.5RuH2KT12 （式4.1）

（1） 小锥齿轮转矩 T1=196.97NM （2） 齿数比u=i1=3 齿宽系数取R0.3 （3） 载荷系数取k1.8 （4） 许用应力

查表得Hlim1500Mpa

因为SHmin在1~1.5之间，取SHmin=1.2 而取ZNZLVRZWZX=1.0，所以

H1H2HlimZNZLVRZWZXSHmin1250Mpa将以上代入（式4.1）计算

15001.01.2（式4.2）

R466321=103.72mm 取R=105mm

1.8196.97 220.3(10.50.3)31250（5） 选齿数

小齿轮Z1=17 大齿轮Z2=uZ1=317=51

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实际齿数比u=

Z2=3=i1 Z1（6） 按经验公式选择模数。锥齿轮以大端模数为标准值

m =

2R2=

21052Zu117313.69mm（式4.3）

取m=4mm

（7） 计算主要参数

分度圆直径 d1=mZ1=417=68mm（式4.4） d2=mZ2=451=204mm 分锥角

Z117 1=arctanarctan=18.43=182548 （式4.5） Z5122=90-1=90-18.43=71.57=713412（式4.6） 锥矩 R=

m22Z1Z2=107.5（式4.7） 2齿宽 b=RR=0. 3107.5=32.25mm（式4.8） 取b=34mm 当量齿数 ZV1Z117=17.92（式4.8） cos1cos18.43ZV2=

Z251=161.3 cos2cos71.57端面重合度 a1ZV1cos17.92cos20arcosarcos=32.29（式4.9） 17.9221ZV12ha ３３

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a2arcosZV2cos21.85（式4.10） ZV22haa1ZV1(tana1tan)ZV2(tana2tan)2

=1.7144（式4.11） 齿宽中心点圆周速度Vm

Vm(10.5R)d1n1601000(10.50.3)68144060100=4.35m/s（式4.12）

平均分度圆直径

dm1(10.5R)d1(10.50.3)6857.8mm（式4.13）

dm2(10.5R)d2(10.50.3)204173.4mm 中心分度圆模数

mn(10.5R)m0.8543.4mm（式4.14） 齿顶高 ha1ham144mm（式4.15） ha2ha14mm

齿根高 hf1(hac)m(10.2)44.8mm（式4.16） 齿顶角 a1arctan(hf2/R)arctan(4.8/107.5)2.56（式4.17）

a2arctan(hf1/R)arctan(4.8/107.5)2.56f1arctan(hf1/R)2.56

f2arctan(hf2/R)2.56

齿根角

顶锥角 a11a118.432.5620.99（式4.18） a22a271.572.5674.13

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根锥角 f11f118.432.5615.87（式4.19）

f22f271.572.5669.01

齿顶圆直径

da1d12ha1cos16824cos18.4375.59mm（式4.20） da2d22ha2cos220424cos71.57206.53mm 齿根圆直径

df1d12hf1cos16824.8cos18.4358.9mm（式4.21）

df2d22hf2cos220424.8cos71.57200.97mm 分度圆弧齿厚 S1S2m26.28mm（式4.22）

三、 校核齿面接触疲劳强度 （1） 齿面接触疲劳许用应力 查得 寿命系数 ZN1 润滑油膜影响系数ZLVR1.0 尺寸系数ZX1

大小齿轮均为硬齿面 取ZW1 取 SHmin1.2

许用应力 H1H21250Mpa （2） 齿面接触疲劳应力圆周力

Ftm2000T12000196.976815.57N dm157.8查表得

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使用系数 KA1.0 动载系数 KV1.05 齿间载荷分布系数K1 齿向载荷分布系数K1.2 弹性系数 ZE1.8Mpa 节点区域系数 ZH2.5

Z4341.70.88 3锥齿轮系数，因齿根未修缘 ZK1

HZEZHZZK1.18KAKVKKFtu21bdm1u1.181.01.051.01.26815.573211.92.50.8834.15261.23917.84Mpa

（3）强度校核

因为 HH

所以满足齿面接触疲劳强度要求。 四、 校核齿根弯曲疲劳强度 （1） 齿根弯曲疲劳许用应力 查表得

应力修正系数 YST2 寿命系数 YN=1.0 齿根圆角敏感系数Ysrelt1 表面状况系数 YRvelt1 尺寸系数 YX1 最小安全系数 SFmin1.25

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齿根弯曲疲劳极限应力 FLIM440Mpa 许用应力

FF1F2FlimYNYrelYRvelYXYSTSFlim44012704Mpa1.25

（2） 齿根弯曲疲劳应力

查得 YFa12.8518 YSa11.5397

YFa22.29224 YSa21.72082

F1Y0.711.18KAKVKKFtmbmn1.1811.0511.26815.572.85181.53970.71363.4258.1MpaF2F1YFa2YSa2YFa1YSa1258.12.292241.720822.85181.5397

231.86Mpa（3） 强度校核 因为F1F1 F2F2

所以满足齿根弯曲疲劳强度要求。 五、 锥齿轮设计图如图4.2：

4·5 斜齿轮的设计、校核及绘制

一、 已知数据

二级采用斜齿轮传动，大小齿轮材料均选20CrMnTi,热处理

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方法为渗碳后淬火。硬度为56-62HRC

查得Hlim1=Hlim2=1500MPa

Flim1=Flim2=440Mpa

锥齿轮设计图如图4.2

二、 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸

简化设计公式 a476(u1) 3KT1au[H]2

（1） 小齿轮转矩 T2561.66Nm （2） 齿数比 u=i22.261

（3） 齿宽系数，通用减速器为 a0.4 （4） 载荷系数 K=1.2--2.0 取K=1.6

（5） 许用应力取 sHmin1.2 ZNZLVRZWZX1.0

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[H1][H2]Hlim1ZNZLVRZWZXSHmin150011250MPa 1.2a476(2.2611)31.6561.66133.48 20.42.2611250取a=160mm

（6） 按经验公式选取模数

mn(0.007~0.02)a1.12~3.2mm 取mn2.5mm

(7） 计算主要几何参数

一般 8~15 取14

Z12acosmn(u1)2160cos1438 3(2.2611)Z2uZ12.2613885.918 取Z138,Z286

精确计算螺旋角 取ha1,c*0.25

*arccos分度圆直径

mn(Z1Z2)2.5(3886)arccos14.36

2a2160d1mnz1cos2.53898.06mm cos14.36

d2mnz22.586221.93mm coscos14.36 ３９

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齿顶圆直径

da1d12hamn98.06212.5103.06mm

da2d22hamn221.93212.5226.93mm

齿根圆直径

df1d12(hac)mn98.062(10.25)2.591.81mm

df2d22(hac)mn221.932(10.25)2.5214.68mm （8） 齿宽 baa0.4160mm

取b1b(5~10)mm771mm

b2bmm

（9） 当量齿数 zv1z13841.8 33coscos14.36z28694.6 cos3cos314.36

（10）重合度

zv2tanntan20tarctan()arctan()20.6

coscos14.36

at138cos20.6arccos()arccos()27.22 3821z12haz1cosdt86cos20.6arccos()arccos()23.82 8621z22haz2cosdt

at2 ４０

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

1[z1(tanat1tant)z2(tanat2tant)]21[38(tan27.22tan20.6)86(tan23.82tan20.6)] 21.736bsinsin14.362.022

mn2.5

1.7362.0223.758

（11） 计算圆周速度

vd1n160100098.064806010002.5m/s

三、校核齿面接触疲劳许用应力

查得 ZN1ZN2ZN1 ZLRV0.87

ZX1 SHmin1.25

[H1]HlimZNZLVRZWZXSHmin150010.87111044MPa

1.28齿面接触疲劳应力 切向力 Ft2000T22000561.6611455N d198.06

查得

KA1,KV1.05,K1.26,K1.12ZE1.8MPa,ZH2.5,ZZ0.749KAKVKKFt(u1)bd1uHZEZHZZ1.82.50.749701.9MPa11.051.261.1211455(2.2611)

98.062.261 ４１

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四、校核齿根弯曲疲劳强度

（1） 齿根弯曲疲劳许用应力

取 YST1YST22 YN1YN21

YrelT1YrelT21 YRrel1YRrel20.9

YX1YX21 SFmin1SFmin21.25 [F1]

Flim1YN1YvelT1YRvelT2Yx1YST1SFmin440110.912633.6MPa

1.25[F2][F1] （2） 齿根弯曲疲劳应力

YFa12.3759 YSa11.67482 YFa22.17 YSa21.7911

YY0.63

F1KAKVKKFtbmnYFa1YSa1YY11.051.261.12114552.37591.674820.63

2.5112MpaF2F1YFa2YSa2YFa1YSa11122.171.7911110Mpa

2.37591.69482（2） 强度校核

因为 F1F1

F2F2

所以满足齿根弯曲疲劳强度要求

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五、 斜齿轮（一）的设计图如4.3:

图4.3 斜齿轮的设计图

斜齿轮（二）的设计、校核及绘制雷同省略

4·6 输入轴的结构设计，校核

仅以输出轴为例，其他三轴设计、校核过程雷同

一、 已知数据

输出轴上的功率、转速和转矩。

P=29.7kw n=1440r/min T=196970N.mm

二、 求作用在锥齿轮上的力

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已知锥齿轮平均分度圆直径为61.2mm Ｆt1 =2T/d=2×196970/61.2=36.93N

Fr1 =Ft×tan20°/cos18.43°

=6057.14×0.30/ cos18.43°=2222.69N Fa1=Fttan20sin18.43°=780.73N

三、 初步确定轴的最小直径

齿轮的材料为20CrMnTi,渗碳淬火。 查得A0=104于是

最小直径dmin=A03p/n=104×329.7/1440=28.52mm 因输入轴最小直径按在联轴器处，为使两者相适应故同时选联

轴器。

联轴器的计算转距Tca=JCAT1 查表得 Ka=1.3 Tca=KaT1=1.3196970=256061Nmm

按计算转距Tca应小于联轴器公称转距的条件，查手册得 选用HL2型弹性柱销联轴器。其公称转距为315Nm 孔径d1 =30mm故 dmin= d1 =30mm 半联轴器长度L=82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm

四、 轴的结构设计

（1）确定各轴的直径及长度

1、为满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ 轴段左端需制出一

轴肩故dⅡ-Ⅲ=38mm,

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右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴承挡圈直径D=40mm,因

L1=60mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上故LⅠ-Ⅱ=58mm

2、选滚动轴承，因同时承受径向力与轴向力，故选用角接触球轴

承7208CJ（GB/292-93）dDB=408018mm

故dⅥ-Ⅶ=dⅢ-Ⅳ=40mm而LⅢ-Ⅳ=34mm,LⅥ-Ⅶ=24mm

3 、因锥齿轮分度圆直径为d=68mm为保证轴齿轮强度足够采用齿

轮轴。取H故齿定b=34mm,取LⅦ-Ⅷ=37mm

4、半联轴器与轴的配合公差为H7/K6，轴承处为K6 5、轴端倒角为1.545°，轴肩处的圆角半径为1.5mm

五、 求轴上载荷

轴受力分析如下：

FtFy1Fy2 （式4.1） FT65.5Fy225 （式4.2）

由（式4.1），（式4.2）得：

Fy2=

65.536.93=168.8N

25Fy1FtFy210427.87N

所以 MY1Ft40.5260695.7Nmm Fr=FZ1+FZ 2

Fr59=FZ225+Ma Ma=

Fad780.7372==28106.28Nmm （式4.5） 2265.52222.695823.4N

25由（式4.3，4.4，4.5）得

Fz2 ４５

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Fz1FrFz23600.71N

MX1MaFr40.561912.7Nmm

22 MMy1Mx1260.8Nm

六、 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，只校核轴承受最大弯距和扭距的截面（既危险截面）的强度即可。如图4.4

M2(dT)2(260.8103)2(0.6196.97103)2ca===47.2 3W0.140查得20CrMnTi的1=98Mpa 因此ca<1,故安全

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图4.4 轴的强度校核

4·7 减速器的箱体结构形式及尺寸

箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱内零件具有良好的润滑和密封。箱体

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的形状较为复杂，其重量约占整台减速器总重量的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能，加工工艺，材料消耗，重量及成本等有很大影响，因此，对箱体设计必须给予足够重视。 4·7·1 箱体的结构形式

减速器箱体根据其毛坯制造方法和箱体剖分与否分为：铸造箱体和焊接箱体，剖分式箱体和整体式箱体。本次设计采用铸造箱体。减速器箱体用HT200灰铸铁铸造而成。

铸造箱体刚性好，易获得合理和复杂的外形，用灰铸铁制造的箱体易切削加工，但工艺复杂，制造周期长，重量大，适合于成批生产。

4·7·2 箱体的尺寸

(1) 箱座壁厚  对于齿轮减速器

0.25a+ =9.875 a取195 因此取  =10

(2) 箱盖壁厚 1 对于齿轮减速器 0.85  =8.5 取 1 =10 (3) 箱座，箱盖，箱座底凸缘厚度：b b1 b2

b=1.5 =15 b1=1.5 =15 b2=2.5 =25

(4) 地脚螺栓直径及数目 df n

a<250 时 n=6

df=0.04x195+8=15.8 取 df=16 (5) 轴承旁联接螺栓直径d1

d1=0.75df=11.85 取 d1=12 (6) 箱盖，箱座联接螺栓直径d2

d2=(8~9.6)df=2 取d2=12 (7) 轴承端盖螺钉直径d3

轴1 轴承座孔（外圈）直径 D=80 d3=10 螺钉数目4

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轴2 轴承座孔（外圈）直径D=75 d3=10 螺钉数目4 轴3 轴承座孔（外圈）直径 D=90 d3=10 螺钉数目4 轴4 轴承座孔（外圈）直径 D=125 d3=12 螺钉数目6 (8) 检查孔盖螺钉直径d4

取d4=(0.3~0.4)df=4.8~6.4 取d4=6 (9) df,d1,d2至箱外壁距离 df d2至凸缘距离

螺栓直径 M10 C1min=16 C2min=14

D0=24 R0max=5 rmax=3 M12 C1min=18 C2min=16 D0=28 R0max=5 rmax=3

(10) 轴承座外径D2

D2=D+（5~5.5）d3 D——轴承外圆直径 轴1 D2=130 轴2 D2=125 轴3 D2=140 轴4 D2=185

(11) 轴承旁联接螺栓距离S

以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般取S=D2 (12) 轴承旁凸台半径R1 R1=C2 (13) 轴承旁凸台高度h

根据低速轴轴承座外径D2和Md1扳手空间C1的要求由结构确定

(14) 箱外壁至轴承座端面距离L1

L1=C1+C2+（5~8）=18+16+4=44 (15) 箱盖，箱座筋厚m1 m

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m1>8.5 m>0.85 取m1=m=10

箱体外型如图4.6

图4.6 箱体外型

油塞孔 d=（2~3）~定位销孔 d=（0.7~0.8)d2

5刮板输送机机身部的设计计算

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5·1 溜槽的结构及受力分析

溜槽是刮板输送机机身的主体，是货载和刮板连的支撑机构，所以这是刮板输送机的重要组成部分。刮板输送机的生产能力和中部槽装在断面尺寸成正比关系，在机采和综采工作面，刮板输送机中部槽还作为采煤机的运行导轨，故要求中部槽具有一定的强度、刚度以及较高的耐磨性能。 刮板输送机的中部槽每节长度一般为１.５米，在安装和使用刮板输送机的过程中，为适应工作面运转条件而调节刮板输送机铺设长度时使用调节槽。调节槽长度有１米及０.5米两种，在安装调整时根据需要选用。 对于国产ＳＧＷ－１５０型可弯曲刮板输送机采用高度为１９０毫米的槽帮钢，其断面形状如图5.1

图5.1 中部溜槽断面形状图

SGW-150型刮板输送机采用重型开底式中部槽，由左右型槽帮钢3（24MnK），中板5（16Mn），高锰钢凸端头1.2凸端头6.7（2G6Mn）及供安装挡煤板铲煤板用的支坐4（Mn）组成。

对于SGW-150型的这些设计改进主要是为了减小中部槽对工作面底版的压强和增加采煤机运行轨道的强度和刚度，槽帮下翼缘增长，上翼缘加厚，中部突出且较厚，槽帮自成链道，链子运行时不与溜槽中板接触摩擦，以延长溜槽使用寿命，中部突出部分顶端有台阶，便于焊接中板时定位，保证溜板平直，使用这种槽帮钢，使中部槽工作性能大大改善，寿命延长。

SGW-150型刮板输送机中部槽槽帮钢两端不焊高锰钢端头，而在槽帮两端链道处用高锰钢焊条堆焊宽50，长100，厚2mm的耐磨层。相临溜槽

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间用销轴，螺栓连接，用水平和垂直方向均可偏转3左右。

5.2溜槽联接结构的分析

中部槽联接结构的失效是工作面刮板输送机普遍存在的问题。由于工作环境恶劣、点多线长，给搬迁拆卸和维修工作带来一定困难，影响设备的正常发挥。

联接部件的失效主要是其强度不适应，可靠性差与本身的结构形式有直接关系。联结部件的结构形式大体可分为两大类：一是螺栓联结，二是无螺栓连接机构。

1. 螺栓联接

螺栓联接机构是一种出现交早，目前在使用的联接方式。螺栓联结插入中部槽接头的联结销孔中，用螺母结。为了使相临的中部槽有一定的偏转角度，两中部槽见有一定的间隙。这种联结方式的主要问题是螺栓易弯曲变形，螺母易锈死等。

2. 无螺栓联接

联结机构无螺栓化是刮板输送机的性能要求的指标之一。因此，各国都在研究高强度、高可靠性、拆卸方便的无螺栓联结机构。

1） 圆柱销与弹性U行卡联接。 2） 哑铃板联接。

5·3圆环链的机构特点分析及强度校核

验算刮板链的强度，需先算出链条最大张力值，此张力值的计算与输送机的传动装置的布置方式有关。

一般的刮板输送机每条链子的最小张力点的张力初始张力Smin=200-300公斤对于用于SGW-150C型刮板输送机用的双刮板链最小张力点张力为

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S'min=2 Smin=400-600公斤

最大张力点张力Smax可按逐点计算法得： 如图：5.2

图5.2

假定链子最小张力点在5处最大张力点在8处， S5= Smin

S'6= S5+W56= S5+Wk S2f7= S6e0=（1.05~107）S6 S'8= S7 +W78= S7+ Wk

式中刮板输送机空段运行的阻力W'k为： W'k=q0L/cosq0Lsin=q0L'cossin 刮板输送机重段运行的阻力为

W

'zh=qLcossinq0L'cossin=

qq0Lsin 式中

L---刮板输送机铺设长度（米）

----刮板输送机安装倾角（度）

q--刮板输送机上单位长度载货重量（公斤/米） ５３ qq'0Lcos

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q0---刮板链单位长度重量（公斤/米）

 ----货载在溜槽中的移动阻力系数

---刮板链在溜槽中的移动阻力系数 '

式中“+”“-”号确定原则：刮板链向上运行时取“+”；反之取“-”

与'的选用原则如表

煤及刮板链在溜槽中的移动阻力系数如表5.1

表5.1 煤及刮板链在溜槽中的移动阻力系数

输送机类型 煤在溜槽中的移动阻刮板链在溜槽中的移力系数 动阻力系数' 0. 4~0.6 0.6~0.8 0. 25~0.4 0.2~0.35 单链刮板输送机 双链刮板输送机 则对于工作倾角=100的SGW-150型刮板输送机，我们选用

=0.6 '=0.3

q0=188N/m ,L=200m q=

Q2500KN/m==807N/m 3.6v3.60.86m/sW'k=1882000.3cos100sin100=17621.17

W'zh=(8070.6+1880.3)200cos100+(807+188)200sin100 =109775.

S8=1.06( S5+ W'k) +W'k=41599.6 最大张力点张力S8=41599.6

为了保证刮板链工作的可靠性，必须以链条在工作中所承受的最大张力验算其强度，最大张力为最大静张力与最大动张力之和SP，动张力可按最大静张力的15~20倍计算

Smax=[1+（15~20）%]S8 （1——11）

=1.16S8

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安徽矿业职业技术学院（李飞）毕业论文设计

则Smax=48255.527

刮板链的抗拉强度以安全系数K表示，对于双链刮板输送机，应满足以下式：

K=

2SP3.5

1.2SMAX ——双链负荷不均匀系数；对于圆环链=0.85。

SP——一条刮板链的破断拉力（公斤） 则K= =

2*0.85*SP

1.2*SMAX2*0.85*410000

1.2*48255.547 =12.43.5

则说明该刮板链的强度足够承载挂板输送机的输送量。

6 液力耦合器的选型设计

液力耦合器的选型设计是为了和动力机与工作机进行匹配,直接选用现有产品.一般是参照同类产品按推荐的型号进行选择,首先选择结构形式,以满足工作机与动力机匹配的性能要求,然后选择液力耦合器的有效直径,以满足载荷力矩的要求,并进行匹配计算。

动力机、液力耦合器的工作机一起构成整套机器设备。如何使工作机进行满足生产要求、使动力机功率充分发挥，从而获得良好的技术经济效果一个重要的因素是液力耦合器选型合适和匹配合理。

不同的工作机有不同的载荷特性。载荷特性指的是载荷力矩M2与转速n2的关系。通常载荷力矩M2包括与转速基本无关和与转速有函数关系的两部分。M20——与转速基本无关的载荷。

对于汽车、电动车等，车轮的运行阻力、上坡时重力分量所造成的

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阻力，均可认为与速度无关。而车辆行驶的空气阻力，则与速度平方成正比关系。对于带式输送机、刮板输送机在稳态运行中，其载荷力矩可认为是常数。

在实际运行中，影响工作机载荷特性的因素很多，但每种载荷均有其基本特征。按力矩与转速关系可分成三种典型特性的载荷。

力矩与转速的平方成正比。透平式风机、水泵的载荷属于这种情况。 力矩与转速成正比关系。例如压力不变的活塞式发动机的增压器的载荷。

力矩与转速无关。这是恒力矩特性载荷，常用的刮板输送机、带式输送机、恒压定量容积式泵的载荷都属此类。

工作机载荷特性是选择液力耦合器结构形式的主要因素，同时也必须考虑工作机的调速、启动和过载保护等方面的要求。

对启动过载系数无严格要求，仅对启动平稳，减缓冲击有要求，又不需要调速的工作机，可选用普通型耦合器。例如塔式起重机行走的机构，龙门起重机行走机构和各种压力机等的传动系统，它们均为恒力矩载荷。普通型耦合器结构简单，成本低廉，而且效率较高，通常应优先选用此种类型液力耦合器。

载荷基本上是恒力矩类型，而且对过载保护和启动平稳均要求较高的工作机，应选用限矩型耦合器。例如叉车，破碎机、搅拌机、各类连续输送机、车床等。其中，带式输送机和刮板输送机对液力耦合器特性要求较高，以选用动压倾泻式限矩型耦合器为宜。

对于力矩和转速平方成正比的载荷，而且在运转中又要求调速的工作机，应选用调速型耦合器。采用调速型耦合器与廉价的交流异步电动机相匹配可满足工作机的调速要求。与其它调速方式相比，设备简单，成本低，易于维护，并节能。

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以上所述，仅为对液力耦合器的初步选型。对于具体设备。还须结合其他要求来分析、考虑。

7 技术经济分析

刮板输送机是矿山运输机械的重要组成部分。它直接影响企业的生产效率和生产成本。本次设计的刮板输送机在减少材料、提高效率、减轻重量等方面做了改进。在保证机械结构强度和使用性的同时对很多以往设计中的不合理处做了改进。减速器的设计是机械传动设计中的一部分。首先，根据原始参数选择合适的电动机，分配各级传动比并进行传动装置运动参数的计算。减速器主要组成部分为箱体、齿轮、轴和轴承等。因箱体要保证齿轮的安装，因此对减速器的优化，实际上是对齿轮的优化。鉴于第一级弧齿伞齿轮改变加工工艺比较复杂，所以只对第二级和第三级圆柱斜齿轮的几何参数进行优化。优化的结果是：在保证齿轮强度及总传动比不变的情况下，对两对斜齿轮进行优化，使其中心距最小，也即减速器最小。从而达到减少材料并优化、提高效率、减轻重量等目标。使减速器技术有了发展经济性有了提高。

8刮板输送机的安装、运转

（1）工作面要保持成直线。过多的弯曲使两条链子受力不均，并加速链子及溜槽的磨损，可能导致卡住或拉断链子、底链掉道等事故，甚至会引起采煤机掉道。

（2）输送机铺设要平，相邻溜槽的端头应靠紧，搭接平整无台阶。由于溜槽本身结构的，只能允许相邻溜槽接口处在垂直方向有3°至4°的偏转。所以工作面底板有局部凸起时应整平，机道上的积煤及木头、

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石块等杂物应清除。输送机铺设平直，有利于刮板链正常运转工作、减少磨损和功率消耗。

（3）运转中要使输送机机身正确地弯曲。在推移输送机的过程中输送机的弯曲长度更适宜，应使输送机弯曲段不小于八节溜槽长度。推移时要注意前后液压千斤顶动作相互配合，避免出现急弯，以免引起溜槽错口而发生断链或底链掉道事故。

（4）刮板链必须严格按出厂时的配对链条进行组装，链条不得有扭转现象：刮板、链条、接手及接链环安装位置与方向均应符合设计图纸要求。

（5）刮板输送机安装好后，应进行全面检查并开动输送机空运转二小时，检查传动装置及刮板链运转是否正常。同时，使相邻溜槽紧靠、链环套将扣紧并与链轮啮合好。然后，再次紧链并调节刮板链长度。

（6）刮板输送机安装好后投入运转的最初两星期中，应特别注意刮板链的松紧程度。因为刮板输送机在运转过程中，相邻溜槽接头趋于紧靠，间隙减小，链环磨损，节距增大，而使链条松弛。刮板链在松弛状态下运转，会使链子堵塞在链轮拔链器处，出现卡链、跳链现象，损坏链条和链轮，发生断链或底链掉道等事故。所以在刮板输送机工作过程中，必须经常检查和紧链，使刮板链经常在合适的张紧状态下运行。

检查链条松紧程度最好的办法是，点动机尾传动装置，拉紧链条，作数机尾处上松弛链环数。当出现两个以上完全松弛的链环时，则须用紧链器进行紧链，拆链减环，调整长度，然后重新接连运行。

我国许多煤矿对刮板输送机的运转积累了丰富的经验，可概括为“平、直、弯、链”四个字，这是保证刮板输送机正常运行的关键。平—输送机铺得平；直-工作面成直线；弯-输送机缓慢弯曲，呈S形，避免急弯；链-链条装配正确、张紧适度，避免过紧过松。经常检查刮板链的工作状况，

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发现问题及时处理，防患于未然。

9刮板输送机的日常维护

刮板输送机的日常维护主要是巡回检查。检查安一定路线进行。即从启动按钮、磁力启动器、机头、中间部位和机尾。 1）机头 机头检查的关键部位有五处。 （1）电动机 检查温度

（2）联轴器 液力耦合器检查易熔塞、油质、油量；弹性联轴器检查间隙、同心度。

（3）减速器 检查温度、油质、油量与齿轮啮合与磨损情况。 （4）机头轴 检查链轮的磨损和两侧轴承温度、螺栓等情况。 （5）机头架 重点检查各机座的连接螺栓。 2）机身

（1）刮板链 对刮板链进行全面检查。 （2）中部槽 各节中部槽、过渡槽的磨损情况。 （3）铲煤板 各螺栓的紧固情况。

（4 ）挡煤板 各螺栓的紧固情况、导向管的磨损、挡煤板变形等情况。 （5）机尾 检查煤粉是否清除、双机驱动时检查项目同机头。

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参考文献

1、矿山运输机械 中国矿业学院主编 煤炭工业出版社 2、刮板输送机司机 陈偐士编 煤炭工业出版社

3、机械设计手册 机械设计手册编委会[编著] 北京：机械工业出版 2004

4、矿山运输机械设计 黄万吉

5、煤矿总工程师工作指南（上） 《煤矿总工程师工作指南》编委会编著 煤炭工业出版社 1990

6、煤矿机械 方慎全主编 中国矿业学院出版社 1986 7、地方煤矿主要设备选型 山东省地方煤炭工业局煤炭部地方煤矿华东情报分站 编 地方煤炭工业出版社 1983

8、矿山机械 山西大同煤矿学校 编 煤炭工业出版社 1979 9、煤矿机械设计手册（上册） 煤炭工业部煤炭科学研究院上海机械研究所 编 1970

10、运输机械设计 于岩 李维坚 主编

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安徽矿业职业技术学院（李飞）毕业论文设计

致 谢

持续三个月的毕业设计已经结束，本次设计是在贾发亮老师的悉心指导下完成的。贾老师对学生认真负责严格要求的作风、对工作一丝不苟的敬业精神及循循善诱的教导给予我无尽的启迪。从设计题目的选题、文章的结构到说明书的版式、标点符号，贾老师都作了细心的指导，花费了很大的心血。在这里我首先对贾老师表示衷心的感谢。

同时，本次设计对我来说是一次全新的挑战。这次课题涉及了机械设计、机械原理、机械制造技术基础、材料力学„„多方面知识。在此, 我也向在大学学习期间对我的学习和生活给予了帮助和指导的所有老师表示感谢！他们虽然没有直接指导我的毕业设计，但是他们对我的影响却渗透到了设计的整个过程中。

在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，都离不开设计小组的集体努力，是他们的坚持与陪伴保证了设计的顺利完成。

最后，我再次感谢学校、系里的领导和老师为我们所做的一切。感谢评委老师的批评指正，也在此对指导和帮助我们的各位老师和同学表示衷心的感谢！

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