铲平机的设计-机械毕业论文【答辩优秀】

1 第一章 绪论 1.1 项目的研究意义 20 世纪 70 年代以来，由于工业的不断发展，废物处理场地紧张，处理费用浩大，又由于资源的缺乏，提出了“资源循环”的口号，开始从固体废物中回收资源和能源，即资源化。废旧橡胶是固体废物的一种，其来源主要是废橡胶制品，即废的轮胎、力车胎、胶管、胶带、工业杂品等；另一部分来源于橡胶制品厂生产过程中的 边角、余料和废品。此外，废旧轮胎造成的环境污染是严重的：整条废轮胎堆积在一起变成了蚊虫孳生的理想场所，这些蚊虫导致脑炎等传染疾病。整条废轮胎不会自然，但是，任何想纵火的人，只要稍微借助 一下助燃的东西就能引起难以扑灭的大火，可见废轮胎堆积既是危害健康的祸源，又是环境安全的定时炸弹。当然，橡胶的废与不废都是相对的，他们本身都有特定的属性和用途，都有被人类所利用以及循环利用的可能。一切所谓的“废物”只不过是物质的形态性质或者是用途发生了变化，而他们本身可以利用的属性并没有消失，只要被人们发现和利用，就能重新发挥它的作用，由“废物”变为“宝物”，而且有些东西只是在一定地点、一定的条件下，失去了它的使用价值成为了“废物”，而通过再次的加工等途径又会获得其使用价值，铲平机正是废旧轮胎回收利用过程中的 一种加工设备，在目前能源日趋紧张的形废轮胎势下，铲平机回收利用废轮胎不仅可以节约资源、能源，而且对于保护环境具有重要的意义。 1.2 国内外现状 废橡胶的回收利用率在近年不断的提高。其中，美国提高了 90%，1992 年总计利用约 6800 10 的四次方吨废旧轮胎，利用率为 27%。原西德提高了 20% 30%， 1989 年废轮胎的利用量为 45。 5 10 的四次方吨，占废橡胶产生量的 60%。日本提高了 12%， 1992 年 废橡胶的回收利用率为 92%，中国废橡胶的回收利用率为 50%。从再生资源和保护环境的观点出发，人们越来越重视 废橡胶的综合利用。 美国福特汽车公司和 Symene 公司最近联合开发出一种回收废旧汽车轮2 胎再加工成刹车片等汽车零件的新技术。目前全世界每天生产轮胎大约二百万只 ,每年全世界废弃的汽车轮胎近二点四亿只 ,这一方面是橡胶材料的极大浪费 ,一方面也对环境造成很大的破坏。美国当前也只有百分之五的废旧轮胎得到再利用。其中主要是利用热塑技术加工成地面铺设材料的筒单再利用产品 ,其主要原因是由于橡胶加工成型汽车轮胎后 ,本身的化学结构发生了根本性的变化 ,使再利用变得极为困难 。 我国废旧轮胎回收利用现状 等 有关方面提供的资料初步统计 ,分布 在全国公交、化工、冶金、煤炭、矿山、轻工、交通、物资等部门的旧轮胎翻新企业约 500 家 ,具有一定规模的轮胎修补企业约1000 家 ,但这样的回收利用主要是重新进行化学的加工或者是轮胎修补，前者成本高、不经济，而对于后一种利用方法则是没有解决根本的问题，目前，对轮胎进行机械加工的环境保护的绿色设计，废旧轮胎这方面的设计还刚刚起步，还处于研发设计阶段，因此，铲平机的改进、设计在废旧轮胎的回收利用中将起着非常大作用，在国内有着广阔的发展前景。 1.3 铲平机的应用 铲平机是废旧轮胎回收利用中进行机械加工的重要设备，目 前 ,在国内外是属于一种绿色的加工设备，主要是对废旧轮胎表面的一层进行铲平， 再把铲平好的废旧橡胶切割成一片一片的 ,然后再通过钉磨机的磨削 ,加工成有一定斜度的橡胶片 ,然后再把这一小片一小片的橡胶通过挤压机挤压在一起 ,最后成为实心的橡胶轮胎。这种轮胎在目前在外国广泛应用于农用机车上和割草机上。 铲平机结构简单，使用方便，所加工的废旧轮胎范围比较广泛， 而且，此铲平机对废旧轮胎进行机械加工是一种保护环境的绿色加工，在处理废旧轮胎的各种机器的设计研究还刚刚起步， 还处于研发设计阶段的今天，可以 根据具体加工的废旧橡胶的实 际情况，对铲平机进行简单的改进，完全可以应用于在其它废旧橡胶的加工程序中，因此，在注重节约资源和能源，保护周围环境，不断发展的今天而言， 铲平机在未来的废旧轮胎的回收利用中将有十分广泛的应用领域，在国内外有着广阔的发展前景。 3 4 5 6 第二章 总体设计 2.1 总体布局设计 铲平机最终要实现的是通过两个齿滚的相反方向的转动使被加工的废旧橡胶轮胎绕一个圆心，呈现出圆的轨迹运动，从而实现废旧橡胶轮胎的切削加工，所以，铲平机的设计包括确定传动方案、选择电动机、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为设计各级传 动件和转动件创造一些必要的条件。 方案 1 铲平机的机架支撑部分主要是有两部分构成的，即铲平机的机架和两个支腿，这样设计的结构虽然可以节省钢材料降低成本，但是，由于铲平机机架是由两部分连接而成的，在加工过程中所承担的振动也不同，于齿滚加工部分主要是由两个支腿来支撑，减振效果不好，所以，在实际加工时稳定性能不好，产生振动，从而影响废旧轮胎加工的质量 。 7 方案 2 综上分析后，此铲平机机架采用方案 2 由于加工橡胶的转速不是很高，从电动机的输入部分到齿滚的输出部分，中间传动的主要设计部件 有减速器、改向器等。其次，是铲平机机架、铲平机侧板等的设计；以及其它部分的结构：实现切割的刀架结构的设计；切割橡胶时起到支撑橡胶的刀片按滚部分的设计；为加工废旧橡胶提供直接动力的齿滚传动部分的设计等等。下面大致介绍各个部分的结构和实现的功能： 改向器 由两个传动轴带动两个齿滚，两个齿滚的转动方向是相反的，并且两个齿滚并不是平行的，而是有一个很小的角度，当两个相反的齿滚转动时，使被加工的废旧橡胶轮胎绕一个圆心，曾圆的轨迹运动，从而实现废旧橡胶轮胎的切削加工。 8 刀架结构 刀具是用沉头螺栓固定在刀架上的，而刀架的 结构是主要是由弧形角度板和刀片支架构成，通过丝杠来调整使刀架上下移动从而带动刀具上下移动，达到调整高度的目的。 刀片按滚部分，由弧形角度板、刀片按滚绞链、刀片按滚连杆轴、刀片按滚等组成。 图 1 刀片按滚 图 2 刀片按滚铰链 图 3 角度板 由于废旧轮胎的废旧橡胶来源于各种各样的汽车、重型机车、9 农用机车、卡车等等，种类和型号的不同使要加工的废旧橡胶的厚薄也不同，所以，为了扩大铲平机的加工范围，实现更广泛的废旧轮胎的加工，实现加工的动力部分的齿滚设 计成可以上下可调整，用来加工不同厚度的橡胶。 通过具体的分析确定如下的传动方案： 电动机 蜗杆减速器 改向齿轮箱 齿滚 传递动力的布局方案如下图所示： 图 4 10 2.2 各传动轴的数据计算 . . 选择电动机的类型和结构形式： Y 系列电动机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，用于空气中不含易燃、易爆或者腐蚀性气体的场合，适用于电源电压 380 伏，且无特殊要求的机械上，如机床、运输机，也用于某些高启动转矩的机器上。 按照工作条件和要求，选择一般用途的这种三相异步电动机，卧式封闭结构。 . .选择电动机的容量： 工作机所需的功率： 42 1 01 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6 0 . 2 4 . 1 7 6wFVw nP K W 电动机所需的功率： 4 . 1 7 60 0 . 5 9 3 8 7 . 0 1 7WPnP K W 从电动机到齿滚轴之间传动装置的总效率为： 2 3 21 2 3 9. . . . . . 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 7 2 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 5 9 3 8n n n n n 选择电动机的额定功率mp：使mp=（ 11.3）0p 查手册后选取电动机为： 电动机的型号 132 4YS 额定功率 0 7.5P KW 满载转速 1440 /minr . .计算各轴的转速： 蜗杆轴1n： 1n 1 4 4 0 1 4 4 03 2 5 / 1 2 5 2 . 6 5 5 3 . 8 5 / m i nr 11 蜗轮轴2n： 2n 5 5 3 . 8 530 1 8 . 4 6 / m i nr 改向齿轮轴3n： 32 1 8 . 4 6 / m i nn n r 齿滚轴4n： 42 1 8 . 4 6 / m i nn n r . . 计算 各轴功率： （ 1）蜗杆轴的功率1P： 1 0 1 7 . 0 1 7 0 . 9 6 6 . 7 3 6P P K W （ 2）蜗轮轴的功率2P： 2 1 2 3 6 . 7 6 3 0 . 9 8 0 . 7 2 4 . 7 5 3P P K W （ 3）改向齿轮轴的功率3P： 3 2 4 5 0 . 9 7 0 . 9 8 4 . 7 5 3 4 . 5 1 8P P K W （ 4）齿滚轴的功率4P： 4 3 6 7 8 0 . 9 7 0 . 9 7 0 . 9 9 4 . 5 1 8 4 . 2 0 8P P K W . . 计算各轴的转矩： （ 1）蜗杆轴的转矩： 12 11 6 . 7 6 71 5 5 3 . 8 59 5 5 0 9 5 5 0 1 1 6 . 1 5PnT N m （ 2）蜗轮轴的转矩： 22 4 . 7 3 52 1 8 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0 2 4 5 8 . 8 9PnT N m （ 3）改向齿轮轴的转矩： 33 4 . 5 1 83 1 8 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0 2 3 3 7 . 3PnT N m （ 4）齿滚轴的转矩： 444 . 2 0 84 1 8 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0 2 1 7 6 . 9 4PnT N m 13 第三章 蜗杆减速器的设计 .确定 蜗杆减速器的总体结构 蜗 杆减速器传动比大，结构紧凑，但效率低，用于中、小功率、输入轴与输入轴垂直交错的传动。 蜗杆下置式： 蜗杆与蜗轮啮合处的冷却和润滑都较好，同时蜗杆轴承的润滑也比较方便，但当蜗杆圆周速度太大时，搅油损失大，一般用于蜗杆圆周速度小于等于 45 米 /秒，传动比的范围是 1040。 蜗杆上置式： 装拆方便，蜗杆的圆周速度允许高一些，但蜗杆轴承的润滑不太方便，需要才用特殊的结构措施，一般用于蜗杆圆周速度大于 45 米 /秒，传动比的范围是 1040。 左图为蜗杆上置式， 右图为蜗杆下置式。 此铲平机采用蜗杆在上的蜗杆减速器结构： 14 蜗轮轴以及蜗杆轴上都是采用单列圆锥滚子轴承，蜗杆的轴端轴承为固定式，在安装时轴承必须留有轴向的间隙，用来防止蜗杆膨胀而使轴承产生轴向的附加压力，蜗杆、蜗轮、轴承等都是用机座内的润滑油润滑的，蜗杆轴上轴承的润滑油是由蜗杆将油甩到机盖壁上铸造的油沟而进入轴承；蜗杆轴上的轴承的润滑油则靠安装在蜗轮两端面的刮油板，将油导入机座上的油沟而进入轴承，蜗杆转向变化时，刮油板都能起作用。机座采用剖分式结构，并且在外机座壁上铸有散热片，机座上的散热片作成垂直 方向，用来有利于热传导；在蜗杆一端装有风扇，用来冷却机盖，机盖上散热片作成水平的方向，便于空气流动。 15 . 蜗杆的设计计算 . . 根据蜗杆齿面接触强度计算： 此蜗杆传动属于一般用途等特点，由表可以查得： 蜗杆选用 45 钢，表面淬火，硬度大于 45HRC 蜗轮齿圈通过查表得： 选用无锡青铜 ,砂模铸造 蜗杆头数1Z： 传动比 58 716 1532 3083 1Z 6 4 2 1 由上表可取1Z=1 1、 许用接触应力 ： 由材料的许用接触应力表可以查得： 2 2 0HaMp 2、 蜗轮传递的转矩 ： 22 4 . 7 3 52 1 8 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0 2 4 5 8 . 8 9PnT N m 3、 K 载荷系数 ： AVK K K K 公式中： （ 1）VK 为动载荷系数：由于蜗杆传动一般比较平稳，动载荷要比齿轮传动的小的多，故VK值可取定如下： 对于精确制造，且蜗轮圆周速度 : 当 3/v m s 时，取VK=1.01.1 16 当 3/v m s 时，取VK=1.11.2 （ 2） K 为齿向载 荷分布系数： 当蜗杆传动在平稳载荷下工作时，载荷分布不均匀现象将由于工作表面良好的摩合而得到改善，此时可取 K=1.0； 当载荷变化大或者冲击振动时，蜗杆由于变形不固定，不可能因跑合使载荷分布均匀，这时取 K=1.31.6：蜗杆刚度大时，取小值，反之，取大值。 （ 3）AK 为使用系数 工作 类型 载荷性质 均匀 无冲 击 不均匀 小冲击 不均匀 大冲击 每小时 起动次数 50 起动 载荷 小 较大 大 AK 1 1.15 1.2 1 . 0 5 1 . 0 1 . 0 1 . 0 5k 4、 初选蜗杆导程角 ： 蜗杆头数1Z 1 2 4 6 蜗 杆倒程角 ： 3 8 8 16 16 30 30 33.5 17 初步取 = 7 ，压力角 20 。 22 2 3 2 34 8 0 4 8 012 3 0 2 2 0c o s ( ) 1 . 0 5 2 4 5 8 . 8 9 1 0 c o s 7 ( ) 1 1 2 6 . 3 3HZm d K T m m 2 1md 1126.33 3mm 由表 14-11 查得 21md=1250 3mm . . 蜗杆的尺寸计算： 模数： 5,m 分度圆直径： 1 50d 导程角 ： 1 1550a r c t a n a r c t a n 5 . 7 1mzd 112222 ( 1 ) 2 5 ( 3 0 1 ) 5 5 . 6 8b m z m m 蜗杆齿顶圆直径 1da： 11 2 5 0 2 5 6 0d a d m m m 18 . 蜗轮的计算 传动比 30i 蜗轮的齿数： 21 3 0 1 3 0Z i Z 蜗轮的分度圆直径： 22 5 3 0 1 5 0d m z m m 蜗轮喉圆直径： 2 2 22 ( 1 5 0 2 5 ) 1 6 0aad d h m m m m 蜗轮齿根圆直径 ： 2 2 22 ( 1 5 0 1 . 0 5 2 5 ) 1 3 9 . 5ffd d h m m m m 蜗轮咽喉母圆半径： 2211(1 0 0 1 6 0 ) 2 022gar a d m m m m 蜗轮宽度2b： 210 . 7 5 0 . 7 5 6 0 4 5b d a m m 中心距： 111222( ) ( 5 0 1 5 0 ) 1 0 0a d d mm 符合推荐的中心距，所以不需要变位 19 . 蜗杆切向速度计算 22 1 5 0 1 8 . 4 62 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 4 5 /dnv m s 蜗杆圆周速度： 11 5 0 5 5 3 . 8 51 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 4 5 /dnv m s 滑动速度： 2 0 . 1 4 5s i ns i n 5 . 7 1 1 . 4 5 7 /vsv m s . 精度等级的选择 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从/ 1 0 0 8 9 1 9 8 8G B T 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 选用 8 级精度。 .蜗杆传动的效率计算 闭式蜗杆传动的功率损耗一般包括三部分，即啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及浸入油池中的零件搅油时候的溅油损耗。 因此总效率为：1 2 3 公式中，1、2、3分别为单独考虑啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗及溅油损耗的效率。而蜗杆的传动总效率，主要取决于计入啮合摩擦损耗时候的效率1， （ 1） 传动啮合效率：， 当蜗杆主动时计算公式： t a n1 t a n ( )v 式子中， 20 普通圆柱蜗杆分度圆柱上的导程角； v 当量摩擦角， arctanvvf ， 其数值可以根据滑动速度sv由表选取。 查表后得当量摩擦角 2 2 .1 5v t a n t a n 5 . 7 11t a n ( ) t a n ( 5 . 7 1 2 . 1 5 ) 0 . 7 2 4v 1 1 1c o s 6 0 1 0 0 0 c o s = 1 . 4 5 7 m / sV d nsv 公式中 1v 蜗杆分度圆的圆周速度，单位 /ms 1d 蜗杆分度圆直径，单位 mm 1n 蜗杆的转速，单位 /minr （ 2）搅油损失的效率：2 0.99 （ 3）轴承的效率： 3 0.99 总效率为： 1 2 3 = 0 . 7 2 4 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 7 1 . 蜗轮弯曲疲劳强度验算 齿根弯曲疲劳极限 ： 由表 8.8 查 lim 270FaMP 弯曲 疲劳最小安全系数： 21 min 1.3FS 许用弯曲疲劳应力： 225222 0 . 9 5 2 4 . 5 8 1 0 1 9 2 . 8 6 2 0 7 . 75 3 8 . 1 7 1 5 0AKF a am b d T M P M P 合格，满足要求 . 蜗杆热平衡计算 蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能即使散逸，将因为油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量的条件进行热平衡计算，来保证油温稳定地处于规定的范围内。 由于摩擦损耗的功率 (1 )fPP， 则产生的热流量为1 1 0 0 0 (1 )P 公式中 ： P 蜗杆传递的效率，单位 KW 以自然冷却的方式，从箱体外壁散发到周围空气中去热流量2： 20()daS t t 公式中： d 箱体的表面传热系数 ， 可以取d= (8 .1 5 1 7 .4 5 ) ， 当周围空气流通良好时，取偏大值； S 内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却箱体表面面积，单位为 2m 0t 油的工作温度，一般限制在 60 70 C ，最高不应超过 80C ； 22 at 周围空气的温度常温情况可取为 20C ； 按照热平衡条件21，可求得在既定工作条件下的油温0t为： 1 0 0 0 ( 1 )0 dPa Stt 或者在既定条件下，保持正常工作温度所需 要的散热面积 S 为： 01 0 0 0 ( 1 )()daPttS 在0t大于 80C 或者有效的散热面积不足时，则必须采取措施，以提高散热能力。通常采取： 1. 加散热片增大散热面积 2. 在蜗杆轴端加装风扇，以加速空气流通。 3. 在传动箱内装循环冷却管路。 . 蜗杆传动的润滑 润滑对蜗杆传动来说，具有特别重要的意义。因为当润滑不良时，传动效率将明显的降低，并且会带 来剧烈的磨损和产生胶合破坏的危险，所以往往采用粘度大的矿物油进行良好的润滑，在润滑油中还加入添加剂，使其提高抗胶合的能力。 .润滑油：润滑油的种类很多，需根据蜗杆、蜗轮配对材料和运转条件合理选用。 蜗杆传动常用的润滑油的表格： 全 损 耗系 统 用油 牌 号L AN 68 100 150 220 320 460 680 23 运 动 粘度 61.2 74.8 90 110 135 165 198 242 288 352 414 506 612 748 运动指 数 不小于 90 90 90 90 90 90 90 倾点 / C 不高于 -8 -8 -8 -8 -8 -8 -5 闪点 / C 不低于 180 180 200 200 200 200 220 .润滑油粘度及其给油的方法： 一般根据相对滑动速度及其载荷类型进行选择。 对于闭式传动，常用 的润滑油粘度及其给油的方法见下表格： 蜗杆传动 相对滑动速度 01 02.5 05 510 1015 1525 25 载荷类型 重 重 中 不限 不限 不限 不限 运动粘度 900 500 350 220 150 100 80 给油方法 油池 润滑 油池 润滑 油池 润滑 油池 或喷油 0.7 2 3 如果采用喷油润滑，喷油嘴要对准蜗杆啮入端，蜗杆正反转时，两边都要装有喷油嘴，而且要控制一定的油压。 .润滑油量： 对于闭式蜗杆传动采用油池润滑时，在搅油损耗不致过 大的情况下，应有适当的油量。这样不仅有利于动压油膜的形成，而且有助于散热。对于蜗杆上置式时，浸油深度约为蜗轮外径的 1/3。 24 第四章 改向箱齿轮的设计计算 . 材料选择 由于改向齿轮传动是用于一般工作，速度不高，故选用 7 级精度。改向齿轮的传动比为 1i ，只是用来改变两个传动轴的方向，所以，选择齿轮材料为 40rC，调质处理，硬度为 45HRCK 45HRC 通过计算可以得到如下的数据： 该改向齿轮轴所传递的转速为 1 8 .4 6 / m innr ， 传递的功率为 4 .5 1 8p KW ， 传递的转矩为 2 3 3 7 .3T N m 初步选择齿轮的齿数： 1 38Z ，2 1 1 38Z iZ Z . 按照齿轮接触强度设计 由设计计算公 式进行计算，即： 13 3211 2 . 3 2 ( ) T EdHKT Zut ud . . 确定公式中的各参数的数值： 试选载荷系数TK=1.3 （）计算小齿轮传递的转矩： 33 4 . 5 1 83 1 8 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0 2 3 3 7 . 3PnT N m （）选取齿宽系数a： 齿宽系数越大，轮齿就越宽，其承载能力就越大，但轮齿过宽，会使载荷沿着齿宽分布不均匀的现象严重，甚至偏载引起局部轮齿25 折断，因此，齿宽系数取值要适当， 一般齿轮传动常用 0.1 0.3a ； 通用减速器 0.4a 变速箱齿轮常用a= 0.12 0.15 ； 开式齿轮 0.1 0.3a 此减速器取 0.4a （）过查弹性影响系数表可得弹性影响系数 1 8 9 .8EaZ M P （）按照齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1250H MP （）计算应力循环次数： 根据公式 60hN njL 76 0 6 0 1 8 . 4 6 2 8 3 0 0 1 5 7 . 9 7 1 0hN n j L （）由接触疲劳寿命系数图表可查得接触疲劳寿命系数 0.98HNK （）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 1S ， 由公式 li m H N HKS 计算： l i m 0 . 9 8 1 2 5 0 1 2 2 51 . 3H N H aK MPS 26 . . 设计计算： （） 试计算小齿轮分度圆直径1td，代入 的数值： 13 3211 2 . 3 2 ( ) T EdHKT Zut ud 13 2 31 . 3 2 3 3 7 . 3 1 0 1 8 9 . 82 . 3 2 2 ( ) 1 7 3 . 3 41 1 2 2 5 mm （） 计算圆周速度 v ： 11 3 . 1 4 1 7 3 . 3 4 1 8 . 4 6 0 . 1 6 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s （） 计算齿宽 b ： 1 0 . 4 1 7 3 . 3 7 7 0 . 4atb d m m （） 计算齿宽与齿高之比 /bh： 模数 11 1 7 3 . 3 4/ 4 . 5 638ttm d Z m m 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 4 . 5 6 1 0 . 2 6th m m m 7 0 . 4/ 6 . 8 61 0 . 2 6bh （） 计算载荷系 数 K ： 计算齿轮强度用的载荷系数 K ，包括使用系数AK，动载系数VK，齿间载荷分配系数 K以及齿向载荷分布系数 K，即AVK K K K K 1.AVK K K K K使用系数AK是考虑齿轮啮合时候外部邻接装置引起的附加动载荷影响的系数。这种动载荷取决于原动机械的特性、质量比、联轴器类型以及运动的状态等。 27 2. 动载系数VK；对于直齿轮传动，轮齿在啮合的过程中不论上由双对齿啮合过渡到单对齿啮合，或者由单对齿过渡到双对齿啮合的期间，由于啮合齿对的刚度变化，也要引起动载荷，为了计及动载荷的影响，引入了动载系数VK。齿轮的制造精度及圆周速度对轮齿啮合过程中产生动载荷的大小影响很大。提高制造精度，减少齿轮直径以及降低圆周速度，均可以减小动载荷。 3.齿间载荷分配系数 K：一对相互啮合的圆柱齿轮，在啮合区中有两对齿同时工作时，则载荷应分配在这两对齿上。由于齿间误差及弹性变形等原因，总载荷并不是按比例分配在这两条接触线上。因此其中一条接触线上的平均单位载荷可能会大，而另一条接触线上的平均单位载荷则会小，进行强度计算时当然按平均单位载荷大的数值计算。为此，引入齿间载荷分 配系数 K。 4.齿向载荷分布系数 K 当轴承相对于齿轮作不对称配置时，受载荷前，轴无弯曲变形，轮齿啮合正常，两个节圆柱恰好相切；受载荷后，轴产生弯曲变形，轴上的齿轮也就随之偏斜，这就使作用在齿面上的载荷沿接触线分布不均匀。当然，轴的扭转变形，轴承、支座的变形以及制造、装配的误差也是使齿面上载荷分布不均匀的因素。计算轮齿强度时，为了计及齿面上载荷沿接触线分布不均匀的现象，通常用系数 K来表征齿面上载荷分布不均匀的程度对轮齿强度的影响。 根据 0 .1 6 7 /v m s ， 7 级精度，由动载系数表， 查得动载系数 1.05VK 直齿轮，假设 / 1 0 0 /AtK F b N m m， 由表查得 1 .1HFKK 28 查得使用系数AK=1 7 级精度，齿轮相对于支撑非对称布置时， 2 2 31 . 0 0 . 3 1 ( 1 0 . 6 ) 0 . 1 9 1 0H d dKb 将数据代入后得 HK 31 . 0 0 . 3 1 ( 1 0 . 6 ) 0 . 1 9 1 0 7 . 0 4 1 . 5 0 9 由 7 0 . 4/ 6 . 8 61 0 . 2 6bh， 1.509HK 查表可以得 1.48FK 故载荷系数为： 1 . 0 1 . 0 5 1 . 1 1 . 4 8 1 . 7 0 9H H A VK K K K K （ 6）按照实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 1311 ( / ) 1 7 4 . 0 2ttd d K K （）计算模数 m 11 7 4 . 0 2 4 . 5 7 938dm m mZ 29 . 按照齿根弯曲强度计算 弯曲强度的设计公式为： 13212 ( ) F a S adFYYKTmZ 确定公式中的各计算数值： 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 725FE aMP 查得弯曲疲劳寿命系数 1.7FNK 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 1.4S 1 . 7 7 2 5 8 8 0 . 3 61 . 4F N F EFaK MPS 计算载荷系数： 1 . 0 1 . 0 5 1 . 1 1 . 4 8 1 . 7 0 9F F A VK K K K K 查取齿形系数 2.42FaY 查取应力校正系数 1.66SaY 计算齿轮的Fa SaFYY的数值： Fa SaFYY= 2 . 4 2 1 . 6 6 0 . 0 0 4 5 48 8 0 . 3 6 设计计算： 1322 1 . 7 0 9( 0 . 0 0 4 5 4 ) 3 . 1 51 . 0 3 8m m m 30 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，仅与齿轮直径有关，可以取弯曲强度算得的模数并圆整为标准值 4m ，按照接触 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 ， 算 齿 轮 的 齿 数 ： 1 1 7 4 . 0 2 4438dZ m mm . 几何尺寸计算 .计算分度圆直径 ： 1 4 4 4 1 7 6d m z m m 211,i z i z 2 2 1 1 4 4 4 1 7 6d m z d m z m m .计算中心距 12 1 7 6 1 7 6( ) / 2 1 7 62a d d m m .计算齿轮的宽度 1 0 . 4 1 7 3 . 3 7 7 0 . 4atb d m m 31 第五章 改向箱轴的强度计算 .受力计算 1. 改向箱轴即 轴，通过前面的 计算可以得到如下的数据： 转速2 1 8 .4 6 / m i nnr， 传递的功率3 4 .5 1 8p KW 该轴上齿轮分度圆直径 176d mm ， 传递的转矩3 2 3 3 7 .3T N m 圆周力tF： 3 42 2 2 3 3 7 . 3 1 0 2 . 6 5 6 1 0176t TFNd 径向力 rF： 3 3t a n t a n 2 0 2 . 6 5 6 1 0 9 . 7 6 7 1 0c o s c o s 8rFN 轴向力aF： 43t a n t a n 8 2 . 6 5 6 1 0 3 . 7 3 7 1 0atF F N . 初步确定轴的最小直径 按照公式 1 1 1 13 3 3 39 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0( ) ( ) ( ) ( )0 . 2 0 . 2 p p pdAn n n 初步估算轴的最小直径 32 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。 取 A =70，于是得 13m i n 4 . 5 1 87 0 ( ) 4 3 . 7 8 61 8 . 4 6d m m 此轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了使 所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选择联轴器的型号。 联轴器的计算转矩3ca AT K T，取 1.3AK 1 . 3 2 3 3 7 . 3 3 0 3 8 . 4 9caT N m 按 照 计 算 转 矩caT应 小 于 联 轴 器 公 称 转 矩 的 条 件 ， 查 标 准/ 5 0 1 4 1 9 8 5G B T ，选用十字轴万节联轴器，半联轴器的孔径 1 45d mm ，故取轴 d - 45mm ，半联轴器的长度 82，半联轴器与轴配合的毂孔长度1 70L mm。 . 轴的结构设计 轴的结构工艺性是制轴的结构形式，应方便加工和装配轴上的零件并且生产效率高，成本低，一般地说，轴的结构越简单，工艺性越好，因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化，为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出 45 倒角，需要磨削加 工的轴段，应留有砂轮越程槽，为了减少装夹工件的时间，同一轴上不同轴段的键槽应布置在轴的同一母线上，为了减少加工刀具种类和提高劳动生产率，轴上直径的相近处的圆角、倒角、键槽宽度和退刀槽宽度、砂轮越程槽宽度等应尽可能采用相同的尺寸。 33 . 拟定轴上的装配方案 轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，对轴的结构形式起着决定性的作用，所谓的装配方案就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互的关系。 改向箱轴的装配方案是：齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖、半联轴器、轴端挡圈，依次从轴的右端向左端安装，左端安装套筒 、左端轴承、轴承端盖、半联轴器、轴端挡圈。 轴上零件的定位：此改向箱轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴承端盖、轴端挡圈等来保证的。齿轮的左端是利用轴肩定位，此定位方便可靠；齿轮的右端用套筒定位，轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度，具有结构简单，定位可靠等优点，用轴端挡圈固定半联轴器，可以承受较大的轴向力。轴承端盖用螺钉与改向箱体联接，而使轴承的外圈得到轴向定位。 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 34 . . 确定轴的各段直径和长度： 为了满足半联轴器的轴向定位要求， -段右端制出一轴肩。 -段轴上安装滚动轴承，初选滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，而且轴的转速不高，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据1 45d mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的 7211C ，其尺寸为 5 5 1 0 0 2 1d D B m m m m m m ，故 -段轴直径2 55d mm 取安装齿轮处的轴段 -的直径4 56d mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已求得齿轮轮毂宽度为 70mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取轴段 -的长度为 65mm （ 1） 齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，长度为 5mm （ 2） 轴承端盖的总宽度为 20mm ，套筒宽 4mm ，轴承端盖的最外圆直径为211 6 0 , 1 0 0D m m d m m （ 3） 轴段 -和轴段 -的尺寸与左端的相同，大致曾对称。 . . 轴上零件的圆周定位： 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。根据安装齿轮 处 的 轴 段 - 的 直 径4 56d mm， 由 手 册 查 得 平 键 截 面1 6 1 0b h m m m m ( 1 0 9 6 7 9 )GB ，键槽用键铣刀加工，长为 48mm （标35 准键长见 1096 79GB ），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 7/ 6Hn；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 1 4 9 6 3m m m m m m半联轴器与轴的配合 7/ 6Hk。滚动轴承与轴的周向定位上借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。 取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径为 2r mm 。 . 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。 该截面的相关计算如下： . . 水平方向的支持反力分别为1NHF，2NHF 42 . 6 5 6 1 0N H tF F N （ 1） 412 2 . 6 5 6 1 0N H N H N HF F F N 由左边两个式子可以得出： （ 2）125 4 . 7 4 9 . 7N H N HFF 41 1 . 2 6 5 1 0NHFN ， 42 1 . 3 9 1 1 0NHFN . . 垂直方向的支持反力分别为1NVF，2NVF 36 4 3t a n t a n 8 2 . 6 5 6 1 0 9 . 7 6 7 1 0c o s c o s 8N V rF F N （ 1） 312 9 . 7 6 7 1 0N V N V N VF F F N （ 2）125 4 . 7 4 9 . 7N V N VFF 由上边两个式子（ 1）、（ 2）可以得出： 31 4 . 6 5 1 1 0NVFN， 32 5 . 1 1 6 1 0NVFN 37 . . 扭矩 T ： 2 3 3 7 .3T N m . . 弯矩 M ： 451 5 4 . 7 1 . 2 5 6 1 0 5 4 . 7 6 . 9 2 1 0H F NM F N m m 3511 5 4 . 7 4 . 5 6 1 1 0 5 4 . 7 2 . 5 4 4 1 0V N VM F N m m 3522 5 4 . 7 5 . 1 1 6 1 0 4 9 . 7 2 . 5 4 3 1 0V N VM F N m m . . 总弯矩： 112 2 5 2 5 2 52221( ) ( 6 . 9 2 1 0 ) ( 2 . 5 4 4 1 0 ) 8 . 2 0 4 1 0HVM M M N m m 2 2 5 2 5 2 512( ) ( 6 . 9 2 1 0 ) ( 2 . 5 4 3 1 0 ) 8 . 2 0 3 1 0HVM M M N m m . 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯 矩和扭矩的截面的强度。 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力 则常常不是对称循环变应力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 ， 则计算应力为： 1222 4 ( ) ca 公式中的弯曲应力为称循环变应力。 当扭转切应力为静应力时， 取 0.3 ； 当扭转切应力为脉动循环变应力时， 0.6 ； 38 当扭转切应力为对称循环变应力时， 1.0 ； 轴的弯扭合成强度条件为： 11 22222 21( ( ) ) ( ) 4 ( ) 2caMMW W W 公式中 ca 轴的计算应力，单位为aMP M 轴所受到的弯矩，单位为 Nmm T 轴所受到的扭矩，单位为 Nmm W 轴的抗弯截面系数，单位为 3mm 1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力 取 0.6 ，轴的计算应力为： 11 5 2 3 2222 23 ( 8 . 2 0 3 1 0 ) ( 0 . 6 2 3 3 7 . 3 1 0 ) ( ) 4 ( ) 5 1 . 5 42 0 . 1 6 5c a aM MPWW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得1=60aMP，因此，ca1 所以，安全。 . 精确校核轴的疲劳强度 . . 判断危险截面 截面、，只受到扭矩作用，虽然键槽、轴肩以及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲 劳强度，但由于轴的最小直径是按39 照扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面、均无需要校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受到载荷的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面截面不受到扭矩的作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力大，但应力集中不大（过盈配合以及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径 最大，故截面也不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面左右两侧即可。 . . 截面的右侧： 抗弯截面系数 : 3 3 30 . 1 0 . 1 5 5 1 6 6 3 7 . 5W d m m 抗扭截面系数 : 3 3 30 . 1 0 . 2 5 5 3 3 2 7 5TW d m m 截面的右侧弯矩 M 为： 535 7 . 4 3 2 . 58 . 2 0 3 3 . 5 5 8 1 05 7 . 4M m m 截面上的扭矩 T 为： 2 3 3 7 .3T N m 截面上弯曲应力b为： 53 . 5 5 8 1 0 2 1 . 3 91 6 6 3 7 . 5baM MPW 40 截面上的扭转切应力T为： 32 3 3 7 . 3 1 0 7 0 . 2 433275TaTT MPW 轴的材料为 45 钢，调质处理 查得 640BaMP ， 1 275 aMP ， 1 155 aMP 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和T可以由相应的表格查取。 因 2 .0 0 .0 3 655rd ， 56 1 .1 0 855Dd ， 经过插值后可以查得 : 1.31 ， 2.0 查得轴的材料的敏性系数为： 0.85q 0.82q 故有效应力集中系数由公式计算得： 1 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 3 1 1 ) 1 . 2 61 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 . 0 1 ) 1 . 8 2kq 查得尺寸系数 0.67； 扭转尺寸系数 0.82； 轴按照磨削加工，查得表面质量系数为 : 0 .9 2 轴未经过表面强化处理，即 1,q 根据公式计算得到综合系数数值41 为： 1 1 . 8 2 11 2 . 8 00 . 6 7 0 . 9 2kK 1 1 . 2 6 11 1 . 6 20 . 8 2 0 . 9 2kK 查得碳钢的特性系数： 0.1 0.2 取 0.1 0 .0 5 0 .1 取 0.05 于是，计算安全系数caS值， 1 275 4 . 5 9 22 . 8 0 2 1 . 3 9 0 . 1 0amS K 1 155 4 . 6 8 97 0 . 2 4 7 0 . 2 41 . 6 2 0 . 0 522amS K 112 2 2 2224 . 5 9 2 4 . 6 8 9 3 . 2 8 1 1 . 5( ) ( 4 . 5 9 2 4 . 6 8 9 )caSSSSSS 故可知安全。 . . 截面的左侧： 抗弯截面系数 : 3 3 30 . 1 0 . 1 5 6 1 7 5 6 1 . 6W d m m 抗扭截面系数 : 42 3 3 30 . 2 0 . 2 5 6 3 5 1 2 3 . 2TW d m m 截面的右侧弯矩 M 为： 535 7 . 4 3 2 . 58 . 2 0 3 3 . 5 5 8 1 05 7 . 4M m m 截 面上的扭矩 T 为： 2 3 3 7 .3T N m 截面上弯曲应力b为： 53 . 5 5 8 1 0 2 0 . 2 61 7 5 6 1 . 6baM MPW 截面上的扭转切应力T为： 32 3 3 7 . 3 1 0 6 6 . 5 4 63 5 1 2 3 . 2TaTT MPW 过盈配合处的 k值，用插值法求出，并取 0.8kk，于是得： 3.16k 0 . 8 3 . 1 6 2 . 5 3k 轴按照磨削加工，查得表面质量系数为 0 .9 2 故得综合系数为： 111 2 . 5 3 1 2 . 6 20 . 9 2kK 43 111 3 . 1 6 1 3 . 2 50 . 9 2kK 所以轴在截面右侧的安全系数为： 1 275 4 . 1 7 63 . 2 5 2 0 . 2 6 0 . 1 0amS K 1 155 3 . 7 4 56 6 . 5 4 6 6 6 . 5 4 62 . 6 2 0 . 0 522amS K 112 2 2 2224 . 1 7 6 3 . 7 4 5 2 . 7 9 1 . 5( ) ( 4 . 1 7 6 3 . 7 4 5 )caSSSSSS 故该轴在截面左侧的强度也是足够的。 44 第六章经济性分析 在机械生产加工的过程中，经济性一直都是追求的目标，力求用最少的投资获得最大的经济效益。加工废旧轮胎的此铲平机的经济性主要表现在以下几点： .从选材方面 ： 合适地选择各零件的材料可以降低耗材的成本。 .从设计方面和从加工方面 ： 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；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。 在铲平机设计的过程中，大多数采用的是标准件的螺钉、螺母和螺栓等，购买方便，特殊加工的零件少，因此，采用标准件要比特殊加工的零件更经济。 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；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以前的设计都得到了降低。 铲平机是废旧轮胎回收利用过程中的一种加工设备，在目前能源日趋紧张的形废轮胎势下，铲平机对废轮胎回收利用不仅可以节约资源、能源，对于保护环境具有重要的意义，还可以由“废物”变为“宝物”， 这些都将带来可观的社会效益和经济效益。 45 第七章 绿色设计与生产 .绿色设计产生的背景 自 20 世纪 70 年代以来，工业污染所导致全球性环境恶化达到了前所未有的程度，生态危机日益严重，人们不得不重视这种环境污染的现实。在工业发达国家，产品的绿色标志制度相继建立，凡标有“绿色标志”的产品，表明该产品从生产到使用、回收的整个过程符合环境保护要求，对生态环境无害或危害极小，可以实现资源的再生与回收，这中产品大大地提高了在国际市场的竞争力。 与经济发达国家相比，我国工业的技术水平还有较大的差距，工业产品还存在着资源和原料消耗大、环境污染严重、国际市场竞争能力相对较弱等问题。为了解决上述问题的可行途径，就是通过绿 色设计与绿色制造技术，大力发展绿色产品，尽可能减少对环境的污染和资源的浪费，全面提高产品的竞争力。 . 绿色产品的含义和优点 绿色设计是由绿色产品的诞生所引伸的一种设计技术。因而，要进行绿色设计，首先有必要弄清什么样产品是绿色产品，绿色产品有何特点，以便于采取一定的方法和手段去设计绿色产品。 . . 绿色产品的含义 绿色产品是相对传统产品而言的，至今还没有权威性的定义，为了便于对绿色产品的认识给出如下一些定义： 1）绿色产品是指以环境和环境资源保护为核心概念而设计生产的、可以拆卸和分解的产品，其零部 件经过翻新处理后可以重新里利用。 2）绿色产品是将重点放在减少部件，使原材料使用合理化并能进行回收处理的产品。 3）绿色产品是指从生产到使用乃至回收的整个过程都符合特定的环境保护要求，对生态环境无害或危害小，以及可以再生或回收、循环、再利用的产品。 4）绿色产品是指其使用寿命完结时，部件可以翻新和重新里利46 用的产品。 从上述定义可以看出绿色产品是指在产品全生命周期内，包括原材料制备、设计、制造、包装、运输、使用、回收、再用或再生过程，能节约资源和能源，对生态环境无危害或少危害，且对生产者及是使用者具有良好保护 性的产品。 . . 绿色产品的优点： 1）优良的环境友好性。即产品从生产到使用乃至废弃回收处理的各个环节都对环境无害或危害甚小。这就要求企业在生产过程中选用清洁的原料、清洁的工艺过程，生产出清洁的产品；使用产品时不对使用者造成危害；报废产品在回收处理过程中很少产生废弃物。 2）最大限度地利用材料资源。绿色产品尽量减少材料使用量，减少使用材料的种类，特别是稀有昂贵材料及有毒、有害材料。这就要求设计产品时，在满足产品基本功能的条件下尽量简化产品结构，合理选用材料，并使产品中零件材料能最大限度的再利用。 3）最 大限度地节约能源。绿色产品在其生命周期的各个环节所消耗的能源最少，能源的节约本身也是很好的环境保护手段。 .绿色设计的主要内容 .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。 .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。 .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，不同产品的拆卸性设计不尽相同。总体上，47 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。 .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 .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。 .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，环境评估准则所需的各种判断标准等。 .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： （）“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48 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。 （） “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。