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1、第1章：绪论1.1、钉磨机床的技术现状及发展趋势随着科学技术的进步，对报废轮胎的回收利用方向及领域在不断地发展和扩展。世界各国纷纷积极开辟废旧轮胎综合利用新途径。尤其是近些年来，公众的环境保护意识日益增强，利用废旧资源培育新型产业，实现经济可持续性发展成了世界各国的共识。跟钉磨机床的加工原理相似的机床在国外得到很好的利用，同时机床的设计及制造质量也达到了一定的水平。并形成了一定的生产规模。在国内，首先我国是一个橡胶消费大国，2000年汽车轮胎产量就达到7828万条，废旧轮胎日益增多，已成为亟待解决的问题。勿庸置疑，努力开发各种处理废旧轮胎的新技术、新工艺，对充分利用再生资源，减少环境污染，改善
2、人类的生存环境。在国内的钉磨机床主要是国内各个企业自己根据自己的需要而自行设计的所以它在国内的设计还不够成熟还有待进一步改进。第2章钉磨机床的机构方案2.1钉磨机床的研究目的和意义为了把报废轮胎进行回收利用，加工成农业机械用的实心轮胎。而设计了钉磨机床，钉磨机床是属于专用机床，它是实心轮胎加工中的其中一道工序。据统计，目前全世界每年有15亿条轮胎报废，其中北美大约4亿条，西欧近2亿条，日本1亿条15。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。所以对为了把废旧轮胎进行回收加工的机械进行优化设计是有重大意义的，国外例如美国
3、等国家关于类似的机床设计挺多的他们关于废轮胎回收利用的企业挺多的。2.2钉磨机床的特点改变了钉磨机床原来加工效率低的不足。同时也对它的结构进行了优化设计，降低了它的制造成本，提高了它的利用效率。2.3钉磨机床的用途和应用领域钉磨机床主要用于橡胶的加工，例如：磨轮胎的凹型面。它的设计结构简单，制造成本低。可以很好的应用于我国各大中小型企业加工的需要，应用领域非常的广泛，发展前景十分乐观。2.4总体方案确定钉磨机床是用来对报废轮胎的切块进行磨削加工的机床。它的结构有两种设计方案。第一种方案 把磨头布置在机架的一边的正中间，且磨头成圆柱形设计。磨头的两侧用两个压辊压住工件。对于磨头和压辊的空间位置由
4、两个手柄操作。第二种方案 把磨头布置在机架一边的右侧端。磨头设计成为成型件，也就是改为成型加工。磨头压着的工件只用一个压辊来压住，且磨头和工作台，它们的运动方向的关系是相反的。且磨头和压辊的空间位置由一个手柄来操作。我选择第二种设计方案，由于第二种方案采用的是成型加工它比起第一种方案在效率上比较高些。而且第二种设计方案中机床的结构比第一种设计方案要简单许多。由此第二种设计方案可以降低机床的设计成本，提高了工件的加工效率。2.5钉磨机床的结构方案确定钉磨机床主要分为五大部分，它们是：1、 钉磨头部分；2、 蜗杆传动部分；3、 带传动部分；4、 齿轮传动部分；5、 压辊部分。钉磨机床的总体结构：
5、2-1 钉磨机床结构图2.5.1 钉磨头部分钉磨头部分它是机床的主要工作部件，它的四周布满了钉头。且它们成螺旋式布置。钉磨头的工作原理是在电机的带动下，它利用布置在其周围的钉头来对废轮胎切块进行磨削加工。钉磨头的结构图如下：图2-2 钉磨头的结构图2.5.2 蜗杆传动部分蜗杆传动部分在机床中的作用是：实现大的传动比和大的扭距。它在机床中也是主要的传动部分。2.5.3 带传动部分带传动部分主要包括两个部分：第一个部分是主电机与钉磨头之间的传动；第二个部分是辅助电机与工作台之间的传动。且第二部分的机构简图如下：图2-3 带传动的结构简图2.5.4 齿轮传动部分齿轮传动部分的主要作用是将蜗轮传递过来
6、的扭距传递给与工作台相连接的轴，从而实现工作台的转动。2.5.5压辊部分压辊部分它的主要作用是当钉磨头在工作时，压住工件。且它的组成部分主要有两大部分：支架；压辊。其结构图如下：图2-4压辊结构图第3章：钉磨头部分的结构方案设计3.1引言随着科学技术的飞快发展，世界的工业也随着快速地发展，特别是电子及汽车行业。汽车给人们带来了交通便利，公路运输促进了国民经济的发展。但我们在享受便利和品尝经济发展的成果时，不得不面对日益增多的废旧轮胎。据统计，目前全世界每年有15亿条轮胎报废，其中北美大约4亿条，西欧近2亿条，日本1亿条15。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会
7、问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。轮胎工业的原材料在很大程度上依赖于石油，特别是在天然橡胶资源缺乏、大量使用合成橡胶和合成纤维的国家，70以上的原材料是以石油为基础。在美国，每生产1条乘用轮胎要消耗26升石油，每生产1条载重轮胎要消耗106升石油。可以说，不管以何种方式利用废旧轮胎，其最终结果都是提高了石油的利用价值，在目前能源日趋紧张的形势下，回收利用废旧轮胎对节约能源具有重大意义。我国是一个橡胶消费大国，2000年汽车轮胎产量就达到7828万条，废旧轮胎日益增多，已成为亟待解决的问题。如不未雨绸缪，及早治理，必将给城乡环境带来不良影响。勿庸置疑，努力开发各种处理废旧轮胎的新技
8、术、新工艺，对充分利用再生资源，减少环境污染，改善人类的生存环境具有积极意义。同时为了解决这一问题而兴起的行业和解决方向逐渐增多，同时绿色回收就是其中一个重要的方向。例如把报废轮胎加工成实心轮胎（用于农用机械）而钉磨机床是这一工作中的其中一道工序所用的专用机床。3.2钉磨头的结构方案钉磨头的结构可以有两种形式：其一就是：成圆柱形的外形结构，钉头成螺旋式布置。且它在加工时需要两个压辊来压住工件。其二就是：成成形的外形结构，钉头也成螺旋式布置。它在加工时只需一个压辊来压住工件。3.2.1钉磨头的结构方案确定我选用的是第二种设计方案，由于它采用的是成形加工。且压辊只需一个，这样能很好地简化机床机构。
9、同时又能提高加工的效率。这样也能降低机床的制造成本。第4章：蜗杆传动部分设计4.1 蜗杆传动的类型目前，我国生产的包络环面蜗杆副主要有：平面一次包络环面蜗杆副；锥面二次包络环面蜗杆副等。以直齿或斜齿平面蜗轮为产形轮而展成包络环面蜗杆称为平面包络环面蜗杆，这些特定齿面的蜗轮可以和它们各自的包络环面蜗杆组成蜗杆传动，称为平面一次包络环面蜗杆传动。其中直齿平面蜗杆传动是由美国格里森公司wildharber 于1922年发明的，适用于大传动比场合的；斜齿平面蜗杆传动是由日本的左藤于1952年发明的，适用于中、小传动比，最小传动比i=10.该平面包络蜗杆的形成过程称为第一次包络，如果以次包络环面蜗杆为产
10、形轮再展成一个蜗轮，其过程称为第二次包络；平面包络环面蜗杆与由它展成的蜗轮构成的传动，称为平面二次包络环面蜗杆传动。平面二次包络环面蜗杆副与普通圆柱蜗杆及直廓环面蜗杆相比较，具有接触齿数多、蜗杆齿面可淬硬精确磨削、齿面硬度高、齿面光洁、精度高、齿面接触面较大，并有瞬时双线接触、接触线总长度长、综合曲线半径大、接触应力小、啮合润滑角大，啮合中容易形成动压油膜，减少齿面磨损等特点。由于平面二次包络蜗杆传动具有上述优点，因此，自该传动型式诞生以来，很快在全国各行各业中被推广，现已大量应用于冶金设备，并在造船、采矿、机械、建筑、军工、化工等各行业中采用，受到普遍欢迎。由于在多头小速比的场合，平面二次包
11、络环面蜗杆会产生蜗杆齿面根切和边齿齿顶变尖等现象，而且头数越多越严重，因此，一般速比不能小于8，按正常情况只能做到4个头。直廓环面蜗杆则在工艺上十分复杂，成本较高，国内最多只能做到6个头。锥面二次包络环面蜗杆传动是介于平面二次包络环面蜗杆传动和直廓环面蜗杆之间的一种新型环面蜗杆传动，它既具有平面包络环面蜗杆可以淬硬磨削、制造工艺较易实现的特点，又具有直廓环面蜗杆可避免蜗杆边齿齿顶变尖和根切的优点。但是，它在蜗杆齿面接触区面积上不如平面二次包络环面蜗杆传动大，而比直廓环面蜗杆传动宽；在边齿齿顶变尖和根切方面不如直廓环面蜗杆那样根本不会产生，而平面包络环面蜗杆那样根本不会产生，而平面包络环面蜗杆当
12、速比小于10时却难于避免。为了更好地发挥各自的优势，当蜗杆头数为14时，可制成平面二次包络环面蜗杆副，而当蜗杆头数大于4时，则可制成锥面二次包络环面蜗杆副。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。如图图4-1 蜗杆传动简图4.2蜗杆传动的失效形式和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式也有点蚀（齿面接触疲劳破坏）、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。1.模数和压力角蜗杆和蜗轮啮合时，在中间平面上，蜗杆的轴面模数压力角应与蜗轮的端面模数压力角相等，即 蜗杆轴向压力角的法向压力角的关系为：=式中为导向角。2.蜗杆的分度圆直径d1q= q为蜗杆的直径系数3，蜗杆头数z1以根据要求的传动比和效
13、率来选定。一般为1，2，4，6。4，导程角对于要求具有自锁性能的传动则采用的蜗杆传动。tan=pa为蜗杆轴向齿距 直径系数q和蜗杆头数 5，传动比i和齿数比ui=：蜗杆转速：蜗轮转速 u=当蜗杆为主动时 i=u 6，蜗轮齿数蜗轮齿数主要根据传动比来确定当30时，则可始终保持有两对以上的齿啮合，所以通常规定大于28。对于动力传动，一般不大于80。7，蜗杆的标准中心距为a a= 中心距时变位蜗杆传动的中心：=蜗轮变位系数的常用范围为,为了有利于蜗轮齿强度提高，最好为正值。4.3蜗杆刚度计算和蜗轮轮齿强度计算分析4.3.1蜗轮齿面接触疲劳强度计算由于阿基米的蜗杆传动在中间平面上相当于支持齿条的蜗轮的
14、啮合传动，而蜗轮本身有相当于一个斜齿圆柱齿轮，因此蜗轮齿面接触疲劳强度计算与斜齿圆柱齿轮传动相似，所以赫兹应力公式作为开始计算公式，按节点处啮合的条件计算有关系数。由赫兹应力计算公式知：式中，为齿面法向力，其计算式为;为综合曲率半径（当量曲率半径），由于蜗杆齿在法截面上近似直线轮廓，取，蜗轮的曲率半径借用斜齿轮的曲率半径公式则蜗杆传动在节点处的 曲率半径为；为最小接触线长度，其计算式为 式中为蜗轮轮齿弧长，为蜗轮齿宽角（取）；为端面重合度，一般取；为接触线长度变化系数，可取。将以上数值代入公式后得到接触线长度计算式后得到接触线长度计算公式： 为蜗轮许用接触应力引入弹性系数取值可参考 表11-9
15、，且铸造蜗轮与钢质蜗杆配对通常取将以上各参数值代入赫兹公式一般取，（平均值），代入整理得： 其齿面接触疲劳强度条件为：（校核公式）则设计公式为：蜗轮齿面的最大接触应力：蜗杆分度圆直径（mm）：蜗轮分度圆直径（mm）：蜗轮工作转矩：蜗轮材料的许用接触应力根据计算出的值，由11-1确定相应的值，许用接触应力，可以分两种情况确定：（1）当蜗轮材料为强度极限的青铜时，失效形式主要是疲劳点蚀，其许用应力与应力循环次数有关，即：接触寿命系数：蜗轮每转一转是个轮齿啮合的次数：蜗轮的转速：蜗轮总的工作小时数当时当时（2）当蜗轮材料是强度极限的青铜或铸铁时，失效形式主要是胶合。需通过限制齿面接触应力的大小来防止
16、发生胶合。因此要根据抗胶合条件选择许用接触应力其值与润滑条件，相对滑动速度有关，而与循环次数无关。2，蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算：由于蜗轮的齿形较复杂，在平行于中间平面的各截面内，蜗轮的齿厚不同无法精确计算齿根的弯曲应力。 简化计算可以近似将蜗轮是威胁齿圆柱齿轮进行计算。将蜗轮各参数转化后代入斜齿圆柱蜗轮弯曲疲劳强度计算公式中并考虑实际齿宽为：（取）则可推导出齿根弯曲疲劳强度校核公式为：同理：设计公式为：蜗轮齿根的弯曲应力：蜗轮齿形系数，可按当量齿数值由表11-12中查取（，） ：蜗轮转矩（）：蜗轮的许用应力（） 为弯曲寿命系数 为应力循环次数蜗轮材料为铸铁时：蜗轮材料为青铜或黄铜时： 4.3.
17、2 蜗杆传动的刚度计算蜗杆传动中，蜗杆与蜗轮箱壁直径较小质点间的跨距较大，蜗杆受力后 产生或大的挠曲变形造成轮齿上载荷分布不均，影响蜗轮蜗杆的正常啮合传动，因此对蜗杆还需进行刚度校核。在进行蜗杆刚度校核时通常把蜗杆螺旋部分近似看作以蜗杆齿根圆直径为直径的光轴通过计算其中央截面的挠度值来校和蜗杆的弯曲刚度。蜗杆轴主要有切向力和径向力产生挠曲变形，在轴的啮合处产生的最大挠度 值应满足以下刚度条件：式中：蜗杆受的切向力：蜗杆受的径向力：蜗杆的支点跨距初算是可取 为蜗轮的分度圆直径：为蜗杆的材料弹性模量 ：蜗杆齿根圆直径 4.4材料选择：制造蜗杆副的材料组合首先要求有良好的减摩性，此外还有求一定的强度
18、，在滑动速度较高的重要传动中，蜗轮材料通常采用铸锡青铜和铸铝铁青铜和的抗胶合能力较差，不宜用于滑动速度大于的场合。蜗杆材料主要为碳钢和合金钢。且蜗杆的结构及安装图如下：图4-2 蜗杆的结构及安装图4.5设计计算：初选电机功率1.1KW，转速960r/min，传动比试选40，载荷平稳，预计使用1200h。蜗杆采用45钢，表面硬度大于45HRC，蜗杆头数=1，蜗轮材料采用ZQSn10-1，砂模制造，蜗轮齿数计算步骤如下：4.5.1接触疲劳强度计算：（1）许用接触应力：参考文献（8）表13-9得：应力循环次数 许用接触应力查表13-2 （2）计算 蜗轮转矩：（，假设，见13-7节）载荷系数参考文献（
19、1）查表13-6，取1， 假设 ， 参考文献（6）查表13-5节，取1。查表13-7=155 查13-6节 由13-4查得时 q（直径系数）=10 因，都为定，故为初步计算。（3）传动基本尺寸 参考文献（1）表13-5蜗杆分度圆直径：传动中心距： （由于125是标准系列所以不需要变位）蜗杆导程角：蜗杆螺纹长度：蜗轮齿宽： 蜗轮齿宽角：其它尺寸略（4）定精度等（R）蜗轮圆周速度：滑动速度： 精度等级：查表13-1由 选取 7级精度。4.5.2弯曲疲劳强度校核1）许用弯曲应力计算 参考表13-9（见表13-2， 1.25是蜗杆硬度时，所乘的系数，参考表13-9）2）弯曲应力计算当量齿数： 齿形系数
20、：参考表13-8 用插入法 螺旋角系数：弯曲应力： 安全3）、效率计算啮合效率 ： 查表13-10 取。搅油效率：取滚动轴承效率： 取对总效率： 复核：热平衡计算：箱体面积：工作油温：润滑油粘度，润滑方法选择润滑油粘度根据参考表13-11得 方法：浸油。第5章：带传动部分设计5.1 概述带传动是由固联于主动轴上的带轮1也就是主动轮、固联于从动轴上的带轮3也就是从动轮和紧套在两轮上的传动带2组成的如下图。当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦（或啮合），便拖动从动轮一起转动，并传递一定动力。带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应用。图5-1 带传动
21、简图5.1.1带传动的特点带传动中，带为中间挠性件，并靠摩擦力工作，所以能缓冲和吸振，运行平稳，无噪声，过载时，将会引起带在带轮上打滑，因而可以防止其他零件的损坏，可增加带长以适应中心距较长的工作条件（平型带传动可达15m），缺点是带与轮面之间有滑动，式传动效率降低和不能保持准确的传动比。传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和作用在轴上载荷都比啮合传动大，带的寿命较短。同步带传动因考虑啮合传动，可以消除这些缺点，它传动比准确，作用在轴上的载荷小，但对制造，安装要求较高。5.1.2应用范围 带传动的运用范围较广，传动效率较齿轮传动低，所以大功率的带传动比较少用，常用的不超过50kW，带的工作速度一般为
22、520m/s，使用特种带的变速传动可60m/s,超变速传动可到100m/s。 5.1.3带传动中的力分析安装带传动时，带传动即以一定的预紧力紧套在两个带轮上。由于的作用，带和带轮的接触面上就产生了正压力。带传动不工作时传动带两边的拉力相等，都等于（图a）.带传动工作时（图b），设主动轮以转速转动，带与带轮的接触面间便产生摩擦力，主动轮作用在带上的摩擦力的方向和主动轮的圆周速度方向相同见图c)轮1的外侧，主动轮即靠此摩擦力驱使带运动；带作用在从动轮上的摩擦力的方向，显然与带的运动方向相同见图c)轮2的内侧；带轮作用在带上的摩擦力的方向则与带的运动方向相反，带同样靠摩擦力而驱使从动轮以转速转动。这
23、时传动带两边的拉力也相应地发生了变化；带绕上主动轮的一边被拉紧，叫做紧边，紧边拉力由增加到；带绕上从动轮的一边被放松，叫做松边，松边拉力由减少到参看图b)。如果近似地认为带工作时的总长度不变则带的紧边拉力的增加量，应等于松边拉力的减少量。图 5-2 带传动的原理图也就是：或 (1)在图d)中（径向箭头表示带轮作用于带上的正压力），当取主动轮一端的带为分离体时，则总摩擦力和两边拉力对轴心的力矩的代数和，即由上式可得在带传动中，有效拉力并不是作用于某固定点的集中力，而是带和带轮接触面上各点摩擦力的总和，故整个接触面上的总摩擦力即等于带所传递的有效拉力，则由上式关系可知 = (2)即带传动所能传递的
24、功率P（单位为KW）为 (3)式中：为有效拉力，单位为N；v为带的速度，单位为m/s.将式（2）代入式（1）中可得（4）由式（4）可知，带的两边的拉力和的大小，取决于预紧力带传动的有效拉力。而由式（83）可知，在带传动能力范围内，的大小又和传动的功率P及带的速度有关。当传动的功率增大时，带的两边拉力的差值也要响应地增大。带的两边拉力的这种变化，实际上反映了带和带轮接触面上摩擦力的变化。显然，当其它条件不变且预紧力。一定时，这个摩擦力有一极限值（临界值）。这个极限值就限制着带传动的传动能力。图5-3 带与带轮之间的受力分析图5.2普通V带传动设计5.2.1V带传动的具体设计1，普通V带型号参考文
25、献（5）查表10-3得取根据及由图选取型2，带轮基准直径参考（5）图10-10及表10-4得3，传动比4，大带轮的基准直径参考文献（12） 查表22.1-14取 5，确定蜗轮轴的实际转速6，带速此处取7，初定轴间距且取8，所需基准长度由表22.1-6选取基准长度9，实际轴间距安装时所需最小轴间距张紧及补偿伸长所需的最长轴间距10，小带轮的包角11，单根V带的基本额定功率根据和由参考文献（5）表22.1-13b查得z型带12，考虑传动比的影响额定功率的增量由参考文献（5）表22.1-13b得13，V带的根数由表22.1-10查得由表22.1-11查得取2根14，单根V带的预紧力由表22.1-10
26、查得由表22.1-12查得m=0.007 5.2.2带的弹性滑动和打滑 带传动在工作时，带受到拉力后要产生弹性变形。但由于紧边和松边的拉力不同，因而弹性变形也不同。当紧边在点绕上主动轮时（图5-5），其所受的拉力为，此时带的线速度和主动轮的圆周速度（均指带轮的节圆圆周速度）相等。在带由点转到点的过程中，带所受的拉力由逐渐降低到，带的弹性变形也就随之逐渐减小，因带的速度便过度到逐渐低于主动轮的圆周速度。轮缘之间发生了相对滑动。相对滑动现象也发生在从动轮上，但情况恰恰相反，带绕过从动轮时，拉力由增大到，弹性变形随之逐渐增加，因而带沿带轮的运动是一面绕进、一面向前伸长，所以带的速度便过渡到逐渐高于从
27、动轮的圆周速度，亦即带与从动轮间也发生相对滑动。这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为带传动的弹性滑动。这是带传动正常工作时固有的特性。图5-5 带的弹性滑动示意图（箭头表示带轮对带的摩擦力方向）由于弹性滑动的影响，将使从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，其降低量可用滑动率 来表示： （4-1）或 (4-2)其中 (4-3)式中：、分别为主、从动轮的圆周速度，单位为；、主动轮和从动轮的转速，单位为、主动轮和从动轮的节圆直径，可用、近似带换，单位为mm.将式（4-3）代入（4-2），可得因而带传动的实际平均传动比为（4-4）在一般传动中，因滑动率并不大（），故可不予考虑，而取传动比
28、为：（4-5）在正常情况下，带的弹性滑动并不是发生在相对于全部包角的接触弧上。当有效拉力较小时，弹性滑动只发生在带由主、从动轮上离开以前的那一部分接触弧上，例如和（图5-5），并把它们称为滑动弧，所对的中心角叫滑动角；而未发生弹性滑动的接触弧和则称为静弧，所对的中心角叫静角。随着有效拉力的增大，弹性滑动的区段也将扩大。当弹性滑动区段扩大到整个接触弧（相当于c1点移动到与A1点重合）时，带传动的有效拉力即达到最大（临界）值F。如果工作载荷再进一步增大，则带与带轮间就将发生显著的相对滑动，即产生打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应当避免。5.3 V带轮结构设计
29、5.3.1V带轮设计的要求设计V带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要近过动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙一般应为3.2），以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。5.3.2带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200；转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）；小功率时可用铸铝或塑料。5.3.3结构尺寸铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：（1）实心式（图4-4a）；（2）腹板式（图4-4b）；（3）孔板式（图4-4c）; (4)椭圆轮辐式（图4-4d）.图5-4 带轮的形
30、式结构图带轮基准直径（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式；时，可采用腹板式（当时，可采用孔板式）；时，可采用轮辐式。带轮的结构设计，只要是根据带轮的基准直径选择结构型式；根据带的截形确定轮槽尺寸；带轮的其它结构尺寸可参照一些经验公式计算。确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。第6章 齿轮传动部分设计6.1概述 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达200m/s.6.1.1齿轮传动的主要特点：1） 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达99%。这对大
31、功率传动十分重要，因为即使效率提高1%，也有很大的经济意义。2） 结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。3） 工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机械尤为重要。4） 传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高。价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露
32、在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。当齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地侵入油池中，则称为半开式齿轮传动。它的工作条件虽然改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体（机匣）内，这称为闭式齿轮传动（齿轮箱）。它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。6.2失效形式齿轮传动就装置形式来说，有开式、半开式及闭式之分；就使用情况来说，有低速、高速及轻载、重载之别就齿轮材料的性能及热处理
33、工艺的不同，轮齿有较脆（如经整体淬火、齿面硬度很高的钢齿轮或铸铁齿轮）或较韧（如经调质、常化的优质炭钢及合金钢齿轮），优缺点：和其它机械传动比较，齿轮传动的优点是：工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和使用很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高，精度低时，振动和噪音较大，不宜用于轴间距离较大的传动等。基本要求：（1）传动平稳，要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击，振动和噪声。（2）承载能力强，要求在尺寸小、重量轻的前提下，轮齿的强度高，耐磨性好，在预定的使用期限内，不发生断齿等失效现象。6.3设计内容已知输入功率为 满足工作时间为12000h（单向运转）
34、传动比i=2（1）材料选取：确定试验齿轮的疲劳极限应力参考文献（12）查表23.2-37及表23.2-38选择齿轮的材料为 小齿轮：38SiMnMO 调质 HB1=320340 大齿轮：38SiMn 调质 HB2=280300 由图23.2-18及图23.2-29按 级质量要求取值，查得： （2）精度选择：钉磨机属于一般的工作机器，速度不高，故选7级精度（）（3）选小齿轮齿数 大齿轮的齿数6.3.1按齿面接触强度设计由设计公式 1）确定公式内的各计算数值 2）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的扭矩（3）由表参考文献（18）10-7选取齿宽系数（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数（5）由式1
35、0-13计算应力循环次数：（6）由参考文献（18）图10-19查得接触疲劳寿命系数 （7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为安全系数由式10-12得2）计算：（1）试计算小齿轮分度圆直径代入中较小的值。（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 （5）计算载荷系数k根据及7级精度，由参考文献（18）图10-8查得动载系数直齿轮，假设 由参考文献（18）表10-3查得由表10-2查得使用系数由表10-2查得7级精度小齿轮箱对支承件对称布置时：由b/h=12.44, 参考文献（18）查图10-13得故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正，所算得的分度圆直径，由公式（7）
36、计算模数m6.3.2，按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式 1）确定公式内的各计算数值（1）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 （2）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 由式（10-12）得（3）计算载荷系数（4）查取齿形系数由表10-5查得 （5）查取应力校正系数 （6）计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大 2）设计计算对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算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载荷能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值m=4
37、，接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数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。6.3.3几何尺寸计算1，计算分度圆直径2，计算中心距3，计算齿宽取 4，验算 合适第7章 绿色制造技术7.1绿色设计的主要内容（1）绿色设计的描述与建模 准确全面地描述绿色，建立系统的绿色产品评价模型是绿色设计的关键。（2）绿色设计的材料选择 绿色设计要求设计人员改变传统的选材程序和步骤，选材时不仅要考虑产品的使用要求和性能，还应考虑环境约束准则，同时必须了解材料对环境的影响，选用无毒、无污染材料，选用易回收、可重用、易降解材料。（3）面向拆卸性设
38、计 传统设计方法多考虑产品的装备性，很少考虑产品的可拆卸性。绿色设计要求把可拆卸作为产品结构设计的一项评价准则，使产品在报废以后其零部件能够高效地、不加破坏地拆卸，有利于零部件的重新利用和材料的循环再生，达到节省资源、保护环境的目的。产品类型千差万别，不同产品的拆卸性设计不尽相同。总体上，可拆卸性设计的原则包括：1）实现零件的多功能性，减少拆卸工作量；2）避免有相互影响的材料组合，避免零件的污损；3）易于拆卸，易于分离；4）实现零部件的标准化、系列化、模块化，减少零件的多样性。（4）产品的可回收性设计 可回收性设计是指在设计是要充分考虑产品的各零部件回收再用的可能性、回收处理方法回收费用等问题
39、，达到节省材料、节约能源，尽量减小环境污染的目的。可回收性设计的内容包括：1）可回收材料的识别及标志；2）回收处理工艺方法；3）可回收性的结构设计；4）可回收性的经济分析与评价。可回收性设计主要原则:有）避免使用有害于环境及人体的材料；2）减少产品所使用的材料种类；3）避免使用与循环利用过程不相兼容的材料或零件4）使用便于重用的材料；5）使用可重用的零部件。（5）绿色产品的成本分析 与传统成本分析不同，绿色产品成本分析应考虑污染物的处理成本、产品拆卸成本、重复利用成本、环境成本等，以达到经济效益与环境质量双赢的目的。（6）绿色产品设计数据库 绿色产品设计数据库是一个庞大复杂的数据库，该数据库对
40、绿色产品的设计过程起到举足轻重的作用。数据库包括产品全生命周期中环境、经济等有关的一切数据，如材料成分、各种材料对环境的影响、材料自然降解周期、人工降解时间、费用，以及制造、装备、销售、使用过程中所产生的附加物数量及对环境的影响，环境评估准则所需的各种判断标准等。7.2绿色设计的原则与传统设计相比，绿色设计应遵循如下的设计原则：（1）资源最佳利用原则 包含两个方面内容：1）在选用资源时，应从可持续发展的观念出发，考虑资源的再生能力和跨时段配置问题，才不致由于资源不合理使用而加剧有限资源的枯竭，尽可能使用可再生资源；2）在设计时可能保证所选用资源在产品的整个生命周期中得到最大限度的利用。（2）能
41、量消耗最少原则 在选用能源类型时，应尽可能选用太阳能、风能等清洁、可再生的一次能源，而不是汽油等不可再生的二次能源，以有效地缓解能源危机；从设计上力求产品整个生命周期循环中能源消耗最少，减少能源的浪费。（3）“零污染”原则 绿色设计应彻底抛弃传统的“先污染、后治理”的治理环境方式。应实施“预防为主、治理为辅”的环境保护策略。因此，设计时就必须充分考虑如何消除污染源，尽可能地做到零污染。（4）“零损害”原则 绿色设计应该确保产品在生命周期内对劳动者（生产者和使用者）具有良好的保护功能。产品设计时不仅要从产品的制造、使用、质量、可靠性等方面保护劳动者，而且还要从人技工程学和美学角度，避免对人们的身
42、心健康造成危害，力求将损害降到最低程度。（5）技术先进原则 要使产品成为绿色产品，必须采用最先进的技术。因此，设计者应及时了解相关领域的新进展，发挥创造性，使产品具有良好的市场竞争力。（6）生态经济效益最佳原则 绿色设计不仅要考虑产品所创造的经济效益，还要从可持续发展的观点出发，考虑产品在全生命周期内的环境行为对生态环境和社会所造成的影响。绿色产品生产者不仅要取得好的经济效益，也要取得良好的环境效益。人类社会的发展，特别是工业化进程的推进和城市规模的扩大，造成环境污染、生态破坏、资源枯竭，已经严重危机人类的生存和可持续发展。未来产品设计中应着眼于设计出健康、保健、安全和易于操作的设备或产品，使
43、这些设备或产品的零部件易于取代和重复使用，尽量节约资源和能源，减少对环境的污染。绿色设计顺应了历史的发展趋势，强调了资源的有效利用，减少废弃物排放，追求产品生命周期中对环境污染的最小化，对生态环境的无害化。绿色设计将成为人类实现可持续发展的有效方法和手段。第8章 技术经济性分析 机床设计的经济性一直都是行业追求的目标，也是机械行业发展的必然趋势，经济性主要表现在以下几点：1）从选材方面：合适地对各零件进行选择材料可以降低耗材的成本；2）从设计方面：选择合理而又快速的设计方法这样可以缩减机床的设计周期，同时也可以及早地发现设计中的不足，从而进行修改。3）从加工方面：机床的零件加工是很重要的一个环
44、节，它直接影响着机床的精度，除此之外，许多的零件机构都比较复杂，对它们进行加工时一般都采用数控机床来加工。它可以降低工人师傅的劳动强度、节省加工时间等等；论文中对机床进行优化设计分析，这样可以在设计的同时还可以将每个零件进行应力分析，以确定所选择的材料的尺寸是否合理，这样做既直观又简单；对于机床中各主要零件的设计中，在选材方面都是在满足了设计要求及其强度要求下，而选择材料这样很好地减少了材料的浪费；在设计方面也是尽可能地简化零件的结构，在机床的整体设计上比较起以前的机床机构更加简单些；在加工方面合理地编辑其加工工艺，加上零件本身经过结构的设计优化后，更加容易加工。这样能很好地缩短零件的加工时间。整台机床的设计成本及其设计周期比起以前的设计都得到了降低。具体在设计内容中