钉磨机床设计

《钉磨机床设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《钉磨机床设计（47页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、 No： 毕业设计说明书 题 目 钉磨机床设计 系 别 机 械 工 程 系 专 业 机械制造及自动化 姓 名 夏铭 学 号 2012038Z0143 指导老师 林远艳 职 称 2015 年 5 月 桂林航天工业学院 毕业设计（论文）任务书 系 别 机械工程系 专 业 机械制造及自动化 学生班级 机械制造及自动化（飞行器） 姓 名 夏铭 学 号 2012038Z0143 指导老师 林远艳 职 称 设计（论文）题目及专题 钉磨机床设计 钉磨头设计及优化 设计所用原始资料： （1）第一机械工业部编 量具、刃具产品样本 M 北京：机械工业出版社 1972.7 （2）唐蓉城 陆玉主编 机械设计 M 北京

2、：机械工业出版社 1993.5 （5）邱宣怀主编 机械设计 M 第四版 北京：高等教育出版社 1992.3 （6）孔凌嘉 王晓力 主编 机械设计 M 北京：北京理工大学出版社 2006.2.1 设计的主要内容： 钉磨机床的结构改进和加工方式的确定。及改造后的钉磨机床的工作原理，工作过程中的受力情况，以及各传动部件的选择。 任务下达日期： 201 年 月 日 学生提交设计期限：201 年 月 日至 201 年 月 日 组织实施单位： 教研室主任意见： 签 字： 201 年 月 日 系领导小组意见： 签 字： 201 年 月 日 I 摘要 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。

3、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。 关键字：报废轮胎 蜗杆传动部分 带传动部分 压辊部分 II Abstract For proceeds to discards the tire the

4、 recovery makes use of, processing the solid tire that farm machinery use.But design the whets the machine bed, the whets the machine bed is an among them a work to belong to the appropriation machine bed, it is, in the solid tire that process preface.According to the covariance, the current whole w

5、orld reaches annually 2,200,000,000 about 4 of hundred million, Western Europe is near 2 of hundred million,1 of hundred million ： Japan1 5 of .How to will discard the old tire recycling and reduce the deal turns, harmless turn, not only relate to the this important and social problem in environment

6、al protection, but also still relate to keep on developping this world strategy problem.So to for proceeds to discard recovery that old tire the machine processes to proceed excellent turn the design is a business enterprise to have great significance, abroad for example the United States etc. natio

7、n concerning similar machine bed design pretty many they concerning discard tire recover the exploitation pretty many. Key word:Discarding the tire Pole spreads to move the part Takes to spread to move the part Presses the roll part III 目 录 摘要 I Abstract II 目录 III 第 1 章 钉磨机床的机构方案 1 1.1 钉磨机床的研究目的和意义

8、1 1.2 钉磨机床的特点 1 1.3 钉磨机床的用途和应用领域 1 1.4 总体方案确定 1 1.5 钉磨机床的结构方案确定 2 1.5.1 钉磨头部分 2 1.5.2 蜗杆传动部分 3 1.5.3 带传动部分 3 1.5.4 齿轮传动部分 3 1.5.5 压辊部分 3 第 2 章 钉磨头部分的结构方案设计 4 2.1 钉磨头的结构方案 4 2.1.1 钉磨头的结构方案确定 4 第 3 章 蜗杆传动部分的设计 5 3.1 蜗杆传动的类型 5 3.2 蜗杆传动的失效形式 6 3.3 蜗杆刚度计算和蜗轮轮齿强度计算分析 8 3.3.1 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 8 3.3.2 蜗轮齿根弯曲疲劳强

9、度计算 10 3.3.3 蜗杆传动的刚度计算 11 3.4 材料选择 12 3.5 设计计算 13 3.5.1 接触疲劳强度计算 13 3.5.2 弯曲疲劳强度校核 15 第 4 章 带传动部分的设计 17 4.1 概述 17 IV 4.1.1 带传动的特点 17 4.1.2 应用范围 17 4.1.3 带传动中的力分析 18 4.2 普通 V 带传动设计 21 4.2.1 V 带传动的具体设计 21 4.2.2 带的弹性滑动和打滑 23 4.3 V 带轮结构设计 25 4.3.1 V 带轮设计的要 25 4.3.2 带轮的材料 25 4.3.3 结构尺寸 26 第 5 章 齿轮传动部分设计

10、27 5.1 概述 27 5.1.1 齿轮传动的主要特点： 27 5.2 失效形式 27 5.3 设计内容 28 5.3.1 按齿面接触强度设计 28 5.3.2 按齿根弯曲强度设计 31 5.3.3 几何尺寸计算 32 第 6 章 绿色制造技术 33 6.1 绿色设计的主要内容 33 6.2 绿色设计的原则 34 第 7 章 技术经济性分析 35 结论 36 致谢 37 参考文献 38 1 第1章 钉磨机床的机构方案 1.1 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，

11、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。 1.2 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。 1.3 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，

12、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。 1.4 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

13、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 2 机床的设计成本，提高了工件的加工效率。 1.5 钉磨机床的结构方案确定 钉磨机床主要分为四大部分，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： 蜗杆传动部分及齿轮传动部分带传动部分钉磨头部分压辊部分? 图 1-1 钉磨机床结构图 1.5.1 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

14、进行磨削加工。钉磨头的结构图如下： 3 图 1-2 钉磨头的结构图 1.5.2 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。 1.5.3 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 1-3 带传动的结构简图 1.5.4 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。 1.5.5 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；

15、压辊。其结构图如下： 4 支架压辊 图 1-4 压辊结构图 第 2 章 钉磨头部分的结构方案设计 2.1 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。 2.1.1 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。同时又能提高加工的效率。这样也能降低机床的制造成本。 5 第 3 章 蜗杆传动部分的设计 3.1 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

16、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

17、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

18、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速比小于 10 时却难于避免。 6 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

19、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 蜗杆传动 图 3-1 蜗杆传动简图 3.2 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 12atmmm 1220at 蜗杆轴向压力角的法向压力角的关系为：tana=tancosn 式中为导向角。 2.蜗杆的分度圆直径 d1 7 q=1dm q 为蜗杆的直径系数 3，蜗杆头数 z1 以根

20、据要求的传动比和效率来选定。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30 30的蜗杆传动。 tan=1zq=11z md=11az pd=1zpd pa为蜗杆轴向齿距 直径系数 q 和蜗杆头数1z 5，传动比 i 和齿数比 u i=12nn 1n：蜗杆转速 2n：蜗轮转速 u=21zz 当蜗杆为主动时 i=12nn=21zz=u 6，蜗轮齿数2z 蜗轮齿数2z主要根据传动比来确定 当2z30时，则可始终保持有两对以上的齿啮合，所以通常规定2z大于 28。 8 对于动力传动，2z一般不大于 80。 7，蜗杆的标准中心距为aa aa=2112+dd=212+zm q

21、中心距时变位蜗杆传动的中心：/a=12+d212dmx=2122m qxz 蜗轮 变位 系数x的常 用 范围 为0.50.5x ,为了有 利于 蜗 轮齿强度提高，最好x为正值。 3.3 蜗杆刚度计算和蜗轮轮齿强度计算分析 3.3.1 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： 11221.1/1/HHFnLEE 式中，nF为齿面法向力，其计算式为222000/coscosn

22、FKTd; 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 22sin/2cosd则蜗杆传动在节点处的 曲率半径为22sin2cosd；L为最小接触线长度，其计算式为1360 costdLX 式中1360d 为蜗轮轮齿弧长， 为蜗轮齿宽角（取100） ；t为端面重合度，一般取2t；X为接触线长度变化系数，可取0.75X 。将以上数值代入公式后得到 9 接触线长度计算式后得到接触线长度计算公式： 11.31cosdL H为蜗轮许用接触应力 引入弹性系数22112211/1/EZEE 取值可参考文献，且铸造蜗轮与钢质蜗杆配对 通常取1

23、55EaZMP 将以上各参数值代入赫兹公式 2212200011cos2cos.coscos1.31sinHEnEKTZFZLddd 一般取525，cos0.95（平均值） ，20，代入整理得： 22222121290009000HEEKTKTZZd dd m z 其齿面接触疲劳强度条件为： （校核公式） 222129000HEHKTZd m z 则设计公式为： 221229000EHZd mKTz H：蜗轮齿面的最大接触应力 1d：蜗杆分度圆直径（mm） 2d：蜗轮分度圆直径（mm） 2T：蜗轮工作转矩 1 0 H：蜗轮材料的许用接触应力 根据计算出的21d m值，由 11-1 确定相应的1

24、,d m值，许用接触应力H，可以分两种情况确定： （1）当蜗轮材料为强度极限300aMp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N有关， 即：7810HNOHOHZN NZ：接触寿命系数 260Nan t a：蜗轮每转一转是个轮齿啮合的次数 2n：蜗轮的转速minr t：蜗轮总的工作小时数 572.6 1025 10N 当52.6 10N 时52.6 10N 当725 10N 时725 10N （2）当蜗轮材料是强度极限300aMP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H的大小来防止发生胶合。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

25、度有关，而与循环次数无关。 3.3.2 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： 1 1 10360db （取100） 则可推导出齿根弯曲疲劳强度校核公式为： 222121530cosFFFKTYd m z 同理：设计公式为： 222121530cosFFKTd mYz F：蜗轮齿根的弯曲应力aMP 2FY：蜗轮齿形系数，可按当量齿数23coszZ值由表 11-12 中查取（20，*1ah ）

26、 2T：蜗轮转矩（Nm） F：蜗轮的许用应力（aMP） FNOFY NY为弯曲寿命系数 6910NYN N为应力循环次数 蜗轮材料为铸铁时：66106 10N 蜗轮材料为青铜或黄铜时：661025 10N 3.3.3 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tF和径向力rF产生挠曲变形，在轴的啮合处产 1 2 生

27、的最大挠度 值应满足以下刚度条件： 122232248trttL FFyyyyEI 式中： tF：蜗杆受的切向力 rF：蜗杆受的径向力 L：蜗杆的支点跨距 初算是可取20.9Ld 2d为蜗轮的分度圆直径 E：为蜗杆的材料弹性模量()aMP 4/64flId fld：蜗杆齿根圆直径 1max0.001yd 3.4 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，在滑动速度较高s/m15s/m12的重要传动中，蜗轮材 料 通 常 采 用 铸 锡 青 铜10 1ZQSn和66.3ZQSn 铸 铝 铁 青 铜194ZQA和1103 1.5ZQA 的抗胶合能力较差，不宜用于

28、滑动速度大于8/m s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： 1 3 图 3-2 蜗杆的结构及安装图 3.5 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1z=1，蜗轮材料采用 ZQSn10-1，砂模制造，蜗轮齿数2140ziz 计算步骤如下： 3.5.1 接触疲劳强度计算： （1）许用接触应力：参考文献得： 应力循环次数4222max3206060 11200040vi iiT iNn tT 65.99 10 许用接触应力778861010 0

29、.90.9 2202115.99 10HavMPN 查表 13-2 200aMP （2）计算3m q 1 4 蜗轮转矩：661211110.9579.55 109.55 1040 0.70330pTTiin （11z ，假设10.7，见 13-7 节） 527.69 10.TN mm 载荷系数1 1.1 11.1Avkk k k Ak参考文献，取 1，vk 假设 23/vm s，1.1vk k参考文献（6）查表 13-5 节，取 1。 23229.47cos EHZm qkTz 251559.26 1.1 7.69 10453840 161 查表 13-7EZ=155 查 13-6 节9.47

30、cos9.26 由 13-4 查得35120m q 时 8m 180dmm q（直径系数）=10 因n，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：2240 8320dz mmm 传动中心距： 1211()(80320)20022addmm （由于 125 是标准系列所以不需要变位） 蜗杆导程角：11arctanarctan5.7110zq 蜗杆螺纹长度：1221240 1102bm zmm 蜗轮齿宽： 22 (0.51)2 8 (0.510 1)61bmqmm 1 5 蜗轮齿宽角：21612arcsin2arcsin99.410080bd 其它尺寸

31、略 （4）定精度等（R） 蜗轮圆周速度：2223303.14 330400.145/60 100060000d nvm s 滑动速度： 20.1451.46/sinsin5.71svvm s 精度等级：查表 13-1 由 选取 7 级精度。 3.5.2 弯曲疲劳强度校核 1）许用弯曲应力计算 6910 (0.250.08)1.25FsvN 参考表 13-9 （,s 见表 13-2， 1.25 是蜗杆硬度45HRC时，所乘的系数，参考表 13-9） 6910 (0.25 1400.08 220)1.250.599F 52.60.82220 53.9aMP 2）弯曲应力计算 当量齿数： 23340

32、40.6coscos 5.71vzz 齿形系数：参考表 13-8 用插入法 1.72FY 螺旋角系数：5.71110.96140140Y 弯曲应力： 52121.641.64 1.1 8 101.72 0.9680 320 8FFkTY Yd d m 1 6 11.653.9aMP 安全 3） 、效率计算 啮合效率 ： 1tantan()v v查表 13-10 取1.5。 1tan5.710.79tan(5.711.5 ) 搅油效率：取20.99 滚动轴承效率： 取30.99/对 总效率： 21230.790.990.990.767 复核3m q： 23229.47cos EFZm qkTz

33、250.791559.47 cos5.711.1 7.69 100.740 1615120 热平衡计算： 箱体面积：1.751.7522000.330.331.11100100aAm 工作油温：1101000(1)pttkA 1000(1 0.767)0.9572015 1.11 1 7 13.420 33.490CC 润滑油粘度，润滑方法选择 润滑油粘度根据1.35/svm s参考表 13-11 得 250300/Cvmms 210035/Cvmms 方法：浸油。 第 4 章 带传动部分的设计 4.1 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

34、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。 n1n2vv 图 4-1 带传动简图 4.1.1 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

35、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。 1 8 4.1.2 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520m/s， 使用特种带的变速传动可 60m/s,超变速传动可到 100m/s。 4.1.3 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0F紧 套 在 两 个 带 轮上。由于0F的作用，带和带轮的接触面上就产生了正压力。带传

36、动不工作时传动带两边的拉力相等，都等于0F（图 a）. 带传动工作时（图 b） ，设主动轮以转速1n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fF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fF而驱使从动轮以转速2n转动。这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0F增加到1F；带绕上从动轮的一边被放松，叫做松边，松边拉力由0F减少到2F参看图

37、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。 1 9 n1n2不工作时n1n2工作时带传动的 工作原理图F0F0F0F0FfF1F1F2F2 图 4-2 带传动的原理图 也就是： 2001FFFF 或 0212FFF (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fF和两边拉力对轴心的力矩的代数和 0T，即 022212111pppfdFdFdF 由上式可得 在带传动中，有效拉力eF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fF即等于带所传递的有

38、效拉力，则由上式关系可知 eF=21FFFf (2) 即带传动所能传递的功率 P（单位为 KW）为 2 0 1000vFPe (3) 式中：eF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 201eFFF 202eFFF （4） 由式（4）可知，带的两边的拉力1F和2F的大小，取决于预紧力0F带传动的有效拉力eF。而由式（83）可知，在带传动能力范围内，Fe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21FFFe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

39、预紧力0F。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。 F2F2F1F1图d) 带与带轮的受力分析 图 4-3 带与带轮之间的受力分析图 2 1 4.2 普通 V 带传动设计 4.2.1 V 带传动的具体设计 1，普通 V 带型号 参考文献（5）查表 10-3 得 取1.2Ak 1.2 1.11.32dApk pkW 根据dp及11(960 /min)n nr由图选取z型 2，带轮基准直径 参考（5）图 10-10 及表 10-4 得 163ddmm 3，传动比 129603320nin 4，大带轮的基准直径 21(1)3 63(10.01)187.11dd

40、did 参考文献（12） 查表 22.1-14 取2180ddmm 5，确定蜗轮轴的实际转速 1212(1)(1 0.01) 960 63333 /min180ddn dnrd 6，带速 1163 9603.17/60 100060 1000pd nvm s 此处取11pddd 7，初定轴间距 121200.7()2()ddddddadd 2 2 0170.1486a 且取450mm 8，所需基准长度 21012200()2()24dddddddLadda 23.14(18063)2 450(63 180)24 450 1289.11mm 由表 22.1-6 选取基准长度1250dLmm 9，

41、实际轴间距 00()1289.11 125045048922ddLLaamm 安装时所需最小轴间距 min0.0154890.015 1250470daaLmm 张紧及补偿伸长所需的最长轴间距 max0.034890.03 1250527daaLmm 10，小带轮的包角 21118057.3ddddaa 166.29 11，单根 V 带的基本额定功率 根据163ddmm和1960 /minnr由参考文献（5）表 22.1-13b查得 z 型带10.70pkw 12，考虑传动比的影响 额定功率的增量1p由参考文献（5）表 22.1-13b 得 10.15pkW 2 3 13，V 带的根数 11(

42、)dalpzpp k k 由表 22.1-10 查得0.965ak 由表 22.1-11 查得1.11lk 1.321.45(0.700.15)0.965 1.11z 取 2 根 14，单根 V 带的预紧力 202.5500(1)dapFmvkzv 由表 22.1-10 查得0.965ak 由表 22.1-12 查得 m=0.007 202.51.32500(1)0.0073.170.9652 3.17F 165.7N 4.2.2 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1A点绕上主动轮时（图 5-5） ，其所受的

43、拉力为1F，此时带的线速度v和主动轮的圆周速度（均指带轮的节圆圆周速度）1v相等。在带由1A点转到1B点的过程中，带所受的拉力由1F逐渐降低到2F，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1v。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2F增大到1F，弹性变形随之 2 4 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动轮的圆周速度2v，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。 n2

44、n1F2F2F1F1O1O2B1C1A1n2A2C2B2图4-5 带的弹性滑动示意图 (箭头表示带轮对带的摩擦力方向) 图 4-5 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2v低于主动轮的圆周速度1v，其降低量可用滑动率 来表示： 00121100vvv （4-1） 或 12)1 (vv (4-2) 其中 10006010006011111ndndvdp 10006010006022222ndndvdp (4-3) 式中：1v、2v分别为主、从动轮的圆周速度，单位为sm/； 1n、2n主动轮和从动轮的转速，单位为min/r 2 5 1pd、

45、2pd主动轮和从动轮的节圆直径，可用1pd、2pd近似带换，单位为 mm. 将式（4-3）代入（4-2） ，可得 1122)1 (ndnddd 因而带传动的实际平均传动比为 )1 (1221ddddnni （4-4） 在一般传动中，因滑动率并不大（000021） ，故可不予考虑，而取传动比为： 1221ddddnni （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11BC和22BC（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11CA和22

46、CA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。 4.3 V 带轮结构设计 4.3.1 V 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 2 6 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

47、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。 4.3.2 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。 4.3.3 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）. a)b)c)d)图8-12 图 4-4 带轮的形式结构图 带轮基准直径ddd5 . 2（d 为轴的直径，单位为 mm）时，可采用实心式；mmdd300时， 可采用腹板式 （当

48、mmdD10011时，可采用孔板式） ；mmdd300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。 2 7 第 5 章 齿轮传动部分设计 5.1 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. 5.1.1 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%。这对大功率传动十分重要，因

49、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

50、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 2 8 要的场合。 5.2 失效形式 齿轮传动就装置形式来说，有开式、

51、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

52、内，不发生断齿等失效现象。 5.3 设计内容 已 知 输 入 功 率 为0.734kW 18.325 /minnr满 足 工 作 时 间 为12000h（单向运转） 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： 22lim790/HN mm 22lim760/HN mm 12640/FEN mm 22600/FEN mm （2）

53、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（1009588GB） （3）选小齿轮齿数128z 大齿轮的齿数2156ziz 2 9 5.3.1 按齿面接触强度设计 由设计公式213112.32.tEtdHkTZudu 1）确定公式内的各计算数值 2）试选载荷系数1.3tk （2）计算小齿轮传递的扭矩 511195.5 10/Tpn 595.5 10 0.734/8.325 58.42 10.N mm （3）由表参考文献（18）10-7 选取齿宽系数1d （4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数12188.9EaZMP （5）由式 10-13 计算应力循环次数： 611606

54、0 8.325 1 120006 10jNn Lh 6626 10 /23 10N （ 6） 由 参 考 文 献 （ 18） 图10-19 查 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数11.225HNk 21.29HNk （7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数1s 由式 10-12 得 1lim111.225 790967.751HNHHakMPs 2lim221.29 760980.41HNHHakMPs 2）计算： （1）试计算小齿轮分度圆直径1td代入H中较小的值。 3 0 213112.32.tEtdHkTZudu 2531.3 8.42 102 1188.92.3212967

55、.7592.1mm （2）计算圆周速度v 113.14 92.1 8.3250.04/60 100060 1000td nvm s （3）计算齿宽 b 11 92.192.1dtbdmm （4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 11/92.1/ 283.289ttmdzmm 齿高 2.257.4thmmm /92.1/ 7.412.44b h （5）计算载荷系数 k 根据0.04/vm s及 7 级精度，由参考文献（18）图 10-8 查得动载系数1vk 直齿轮，假设/100/Atk F bN mm 由参考文献（18）表 10-3 查得1.2HaFakk 由表 10-2 查得使用系数1.5Ak

56、 由表 10-2 查得 7 级精度小齿轮箱对支承件对称布置时： 2231.120.18(10.6)0.23 10Hddkb 3 1 31.120.18(10.6)0.23 1092.11.120.2880.02121.43 由 b/h=12.44,1.43Hk 参考文献（18）查图 10-13 得1.34Fk 故载荷系数1.5 1.0 1.2 1.432.6AvHaHkk k kk （6）按实际的载荷系数校正，所算得的分度圆直径，由公式 3311/92.12.6/1.3116.04ttddk kmm （7）计算模数 m 11/116.04 /284.14mdzmm 5.3.2 按齿根弯曲强度设

57、计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式 13212.FaSadFY YkTmz 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10.98FNk 21.05FNk （2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数1.4s 由式（10-12）得 1110.98 6404481.4FNFEFakMPs 221.05 6004501.4FNFEFakMPs （3）计算载荷系数k 1.5 1.0 1.2 1.342.412AvFaFkk k k k （4）查取齿形系数 3 2 由表 10-5 查得12.55FaY 22.3FaY （5）查取应力校正系数 1

58、1.61SaY 21.715SaY （6）计算大小齿轮的aaFSFY Y并加以比较 1112.55 1.610.0092448aaFSFY Y 2222.3 1.7150.0088450aaFSFY Y 小齿轮的数值大 2）设计计算 5322 2.412 8.42 100.00923.61 28m 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， 接触强度算得的分度圆直径1116.0

59、4d 算出 小齿轮齿数11294dz 大齿轮齿数2129258zuz 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。 5.3.3 几何尺寸计算 1，计算分度圆直径 11429116dmzmm 3 3 224 58232dmzmm 2，计算中心距 12348/ 21742ddamm 3，计算齿宽 11 116116abdmm 取2116Bmm 1120Bmm 4，验算 51122 8.42 101453.45116tTFNd 1.5 1453.4518.79100/116Atk FN mmb 合适 第 6 章 绿色制造技术 6.1 绿色设计的主要

60、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

61、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 3 4 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，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

62、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

63、评估准则所需的各种判断标准等。 6.2 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”

64、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 3 5 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

65、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

66、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 7 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 3 6 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

67、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。具体在设计内容中得到了体现。同时机床的结构也得到了简化。 结 论 随着科学技术的进步，对报废轮胎的回收利

68、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。 钉磨机床正就是报废轮胎回收利用中的其中一台机床。 在钉磨机床的整个设计过程，包含了很多的设计内容例如：零件的结构设计、优化设计还有各零件间的配合选择等。光是钉磨头那部分就包含钉头的设计优化等。 当然，在整个设计的过程中都是在，满足了结构简单，选材合理，成本低，便于加工的基础上进行的。 虽然

69、在设计的过程中我查阅了许多的参考资料，但由于我的水平有限，加上时间的限制。难免出现一些问题及其不足，恳请各位老师给予批评指正。 3 7 致 谢 将近三个月的毕业设计结束了，我完成了钉磨机床设计。这让我对机械机床的了解又更加深刻了。同时，通过这次的具体实践使我面对即将踏入的社会更加有信心。 在这三个月的设计时间里，我得到了指导老师（林老师）的悉心指导，我非常感谢。如果没有林老师的指导，我是不可能完成这么快的。同时在整个设计过程中，林老师的平易近人和渊博的学识、严谨的治学作风给我留下了深刻的印象，使我受益匪浅，这将对我今后的生活和工作产生深远的影响。 3 8 参考文献 （1）第一机械工业部编 量具

70、、刃具产品样本 M 北京：机械工业出版社 1972.7 （2）唐蓉城 陆玉主编 机械设计 M 北京：机械工业出版社 1993.5 （3）编写组编 机械设计师手册 M 北京：机械工业出版社 1989.1 （4）联合组编写 机械设计手册 M 第二版 北京：机械工业出版社 1982.10 （5）邱宣怀主编 机械设计 M 第四版 北京：高等教育出版社 1992.3 （6）孔凌嘉 王晓力 主编 机械设计 M 北京：北京理工大学出版社 2006.2.1 （7）徐灏主编 新编机械设计师手册 上册M 北京：机械工业出版社 1995.3 （8） 范忠仁 陈世忠 黄起腾 编著 非金属切削刀具 M 北京：机械工业出

71、版社 1990.9 （9）胡家富主编 实用钳工计算手册 M 上海：上海科技出版社 2005.4 （10）吴宗泽主编 机械零件设计手册 M 北京：机械工业出版社 2003.11 （11）胡家秀主编 简明机械零件设计手册 M 北京：机械工业出版社 2004.5 （12） 机械设计手册编委会主编 机械设计手册 新版M 第二卷 北京：机械工业出版社 2005.9 （13）黄凯等主编 机械零件设计手册 M 北京：国防工业出版社 1993.8 3 9 （14）曾正明主编. 中国工程材料技术手册 M.北京：机械工业出版社.2001 （ 15） 成 大 先 主 编 机 械 设 计 手 册 M.北 京 ： 化

72、学 工 业 出 版社.2004 （16）雷宏主编 机械工程基础 全册M.哈尔滨：黑龙江人民出版社 2000.2 （17）王隆太主编 先进制造技术 M. 北京：机械工业出版社 2003.7 （18）纪名刚主编 机械设计 M 第七版 北京：高等教育出版社 1996. （19）毛克明.云南农垦天然橡胶加工业 SWOT 分析 G.中国热带农业,2005 （20）白好胜 橡胶加工中的问题及其解决方法 05 期 G 2004 . （21）君轩.喷霜.世界橡胶工业 G,2004 （22）君轩.焦烧.世界橡胶工业 G,2004 （23）周士义 张崇良 废旧橡胶的加工利用 02 期 G 2004 （24）曹庆鑫.慎入废橡胶综合利用市场.中国橡胶 G,2004 （ 25） 孙 玉 海 ,张 培 新 ,刘 剑 洪 .胶 粉 的 生 产 利 用 现 状 及 前 景 分 析 G.再生资源研究,2004 （ 26 ） 袁 俊 霞 . 我 国 废 旧 轮 胎 的 再 循 环 利 用 . 环 境 科 学 动 态 G,2004 （27）关于我国废旧橡胶综合利用的情况.中国橡胶 G,2004 （28） 纪奎江.我国废旧橡胶再生利用现状及进展 G.中国资源综合利用,2001 4 0