茶葉揉捻機構(gòu)的設計【全套含CAD圖紙】

1茶葉揉捻機構(gòu)設計摘 要：本文分析了中國國內(nèi)外炒茶機機構(gòu)的現(xiàn)狀，對未來進行了展望，設計出一種新型小型炒茶機構(gòu)。該小型炒茶機機構(gòu)是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構(gòu)和電動機組成。采用錐齒輪減速器和連桿回轉(zhuǎn)機構(gòu)，主要依靠三根連桿旋轉(zhuǎn)，使揉桶在固定盤上作相對偏心回轉(zhuǎn)運動，茶葉便在揉桶內(nèi)受加壓蓋和固定盤上的棱骨作用而進行揉捻，直至完成揉捻作業(yè)。此次設在揉蓋下方的錐面上設有棱骨，如此則在確保揉桶下部正常揉茶的同時，還對揉桶上部的茶葉實施揉捻，有效地提高揉茶效率，使揉茶更均勻，從而可以提高茶葉品質(zhì)及等級。差額揉捻機的加工優(yōu)點主要體現(xiàn)在：一是降低了農(nóng)民的勞動強度，提高了工作效率；二是揉捻的成條率高、葉細胞破損率適度，質(zhì)量穩(wěn)定可靠；三是為茶葉揉捻的規(guī)?；峁┝饲疤?。關(guān)鍵詞：茶葉；揉捻機構(gòu)；揉桶；棱骨2Sale Design of Tea Rolling Bodies(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: This paper analyzes Chinas domestic and foreign institutions fried tea machine status, the prospect of the future to design a new type of small fried tea institutions. The machine body is small fry tea barrel by the rubbing, rubbing plates, pressure devices, gear box and electric motor. Bevel gear reducer and the link with Rotary, mainly rely on three rotating rod, so that kneading the bucket on the relative eccentricity of the fixed plate for rotary movement, tea, rub it in the barrel by the pressure plate cover and a fixed role on the edge of bone the rolling, until the completion of rolling operations. The rub is located in the bottom of the cone on the lid with edge of bone, so the barrel to ensure that the lower part of the normal kneading kneading tea is also a barrel on the upper part of the tea rubbing the implementation of rolling, kneading tea effectively improve efficiency, make more tea rub uniform, which can improve the quality and level of tea. The difference between the rolling machine is mainly reflected in the processing advantages: First, reduce the labor intensity of farmers, improve work efficiency; second strips rolled the high breakage rate of leaf cells moderately stable and reliable quality; third is the size of rolled tea has provided a premise.Key words: Tea; Rolling body; Knead cask; Goniale.3目 錄摘 要 .1ABSTRACT.2目 錄 .31 前言 .51.1 選題研究意義 .51.2 國內(nèi)外揉捻機械化發(fā)展概況 .51.3 國內(nèi)茶葉機械化未來發(fā)展方向 .61.4 目前國內(nèi)常見的揉捻機主要有以下幾種類型 .62 總體設計方案的擬定 .72.1 原理分析 .72.1.1 目的 .72.1.2 設計內(nèi)容 .72.1.3 方案選擇 .72.1.4 方案的比較 .92.2 總體結(jié)構(gòu)設計 .92.2.1 總體結(jié)構(gòu) .92.2.2 傳動路線 .102.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的初步確定 .112.3.1 加壓裝置 .112.3.2 減速機構(gòu) .112.3.3 揉盤 .112.3.4 揉桶 .122.3.5 電動機的選擇 .122.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 .122.4.1 各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算 .122.4.2 各軸輸入功率的計算 .133 主要零件的選擇和設計 .143.1 皮帶輪的設計 .143.1.1 確定計算功率 Pca 143.1.2 選取帶型 .143.1.3 確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2 143.1.4 確定窄 V 帶的基準長度 Ld 和傳動中心距 a.143.1.5 驗算帶輪上的包角 1153.1.6 計算帶的根數(shù) .153.1.7 計算預緊力 0F.1543.1.8 計算帶傳動的壓軸力 PF153.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 .163.1.10 帶的張緊裝置 .173.2 直齒圓錐齒輪的設計計算 .173.2.1 選擇齒輪的材料 .173.2.2 簡化計算初步選定主要參數(shù) .173.2.3 校核計算 .183.3 軸的設計計算 .203.3.1 高速軸的設計計算 .203.3.2 主軸的設計計算 .243.4 軸承的校核 .283.5 鍵的設計設計與校核 .283.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 .283.5.2 電機上聯(lián)接的鍵的校核 .293.6 茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析 .303.7 潤滑與密封 .313.7.1 滾動軸承的潤滑 313.7.2 錐齒輪的潤滑 313.8 主要缺點和有待進一步改進的地方 .314 結(jié)論 .33參考文獻 .35致 謝 .3651 前言1.1 選題研究意義在各方面日益現(xiàn)代化的今天，炒茶機也應該在技術(shù)上不斷改進，向自動化、機電一體化方向發(fā)展 1。采用傳統(tǒng)的人工炒制方法易造成質(zhì)量參差不齊，工人勞動強度，生產(chǎn)率低 2，難以形成規(guī)模效益，為改變這種現(xiàn)狀，研制小型的茶葉加工機械迫在眉睫 3。1.2 國內(nèi)外揉捻機械化發(fā)展概況我國茶葉加工機械起步五、六十年代，工農(nóng)84型圓茶炒干機械的研制成功，使勞動強度大，工藝技術(shù)復雜的珠茶加工實現(xiàn)了機械化。70年代起，茶葉加工機械品種增多，茶葉加工機械標準化工作也開始起步，現(xiàn)在，我國茶葉加工機械已有100多項行業(yè)標準和企業(yè)標準。年生產(chǎn)能力達2萬臺以上。茶機行業(yè)從60年代的單動力、開式齒輪傳動的型式發(fā)展到80年代中期自控技術(shù)、光電技術(shù)、靜電技術(shù)和計算機控制技術(shù)等新技術(shù)開始在茶葉加工機械上得到應用，使以往間歇作業(yè)向連續(xù)作業(yè)轉(zhuǎn)變。90年代初研制成功了熱源裝置與主體一體化的全金屬滾筒式殺青機;產(chǎn)品由單機向成套設備發(fā)展;由大宗茶葉加工機械向名優(yōu)特茶加工饑械發(fā)展;由單一產(chǎn)品向系列產(chǎn)品發(fā)展 4?，F(xiàn)在我國茶葉加工機械行業(yè)已能生產(chǎn)紅茶初制、綠茶初制和名優(yōu)特茶加工成套及茶葉精制成套設備，包括炒青眉茶、加工機械工夫紅茶、珠茶、烘青、花茶、烏龍茶和緊壓茶(磚茶)的成套設備。有適用于年產(chǎn)5一6t 茶葉至500一1000t 茶葉的各類茶廠所需的初制、精制加工及各種輔助設備的成套設備。加工機械可向市場提供加工扁茶、毛峰、毛尖、圓茶等形狀的名優(yōu)茶加工成套設備，從殺青、揉捻、烘干、加工機械成型等大類產(chǎn)品都發(fā)展成系列，可以適應不同生產(chǎn)規(guī)模茶農(nóng)的需求。50年來已產(chǎn)銷各類茶機45萬臺以上，裝備了產(chǎn)茶區(qū)數(shù)以萬計的茶葉加工廠、機械加工茶葉的能力達到800萬擔以上，改變了茶葉加工的面貌，滿足了市場的需求 5。印度居環(huán)球第二產(chǎn)茶大國的地位，也是世界茶葉入口的第四大國，受東方茶葉花費偏好轉(zhuǎn)變的影響，以及肯尼亞等國茶葉入口的沖擊，近年來茶葉6產(chǎn)量連續(xù)上漲，從1998年的8.7億公斤削減到2004年的8.2億公斤，為15年以來的最低點。加上國際花費的增添，出口量也逐年下滑，茶葉出口量也從2002年的2億公斤降落到2004年的1.45億公斤。1公斤高品質(zhì)的阿薩姆茶5年前售價100盧比(約2.3美元)，此刻跌到75盧比(約1.72美元)。除去晦氣氣候的身分，茶葉價格下降、本錢下跌、市場競爭劇烈也是重要原因。為挽回印度茶葉舊日的光輝，印度茶葉企業(yè)一面不竭開辟新興紅茶市場(包羅中國在內(nèi))；一面也在轉(zhuǎn)變其產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，順應正在產(chǎn)生轉(zhuǎn)變的東方社會的茶葉花費習氣；同時印度茶商紛紜采取措施下降生產(chǎn)成本，讓優(yōu)良茶葉能以更有競爭力的價錢出賣。一些茶葉研討機構(gòu)也正在抓緊開辟下降生產(chǎn)成本的新技術(shù)并幫忙茶廠停止出產(chǎn)加工裝備的更新?lián)Q代。日本在20世紀20年代就有簡略的精揉機用于茶葉加工，顛末幾十年的成長，制茶機械已很進步前輩，不只臺時產(chǎn)量大，并且產(chǎn)品質(zhì)量不變。茶葉加工基本上都由高度自動化的蒸青生產(chǎn)線來實現(xiàn) 6。1.3 國內(nèi)茶葉機械化未來發(fā)展方向茶文化使中國傳統(tǒng)文化的重要組成部分之一，隨著社會發(fā)展和進步，茶不但是人們生活的必需品，而且對經(jīng)濟起了很好的作用，而揉捻機使茶葉生產(chǎn)中的一種主要機械。21世紀，中國將實現(xiàn)茶葉生產(chǎn)和加工全程機械化，以滿足茶業(yè)生產(chǎn)規(guī)?；?、經(jīng)營產(chǎn)業(yè)化、茶葉產(chǎn)品多元化、茶葉質(zhì)量無公害化的要求。茶業(yè)機械集機、電、液于一體，向智能化、自動化跨越 7。1.4 目前國內(nèi)常見的揉捻機主要有以下幾種類型目前我國茶區(qū)生產(chǎn)上使用的揉捻機類型很多，大小不一。按回轉(zhuǎn)方式分有單動式揉捻機和雙動揉捻機；按揉蓋支撐方式分有單柱式揉捻機和雙動式揉捻機；按加壓方式分有杠桿加壓式和螺旋加壓式揉捻機；按操作方式分有手動式、機動式、氣動式揉捻機；按揉捻機的自動化程度分有普通型、程控型、連續(xù)型揉捻機。72 總體設計方案的擬定2.1 原理分析揉捻必須根據(jù)揉捻機的性能，葉質(zhì)老嫩，勻度和殺青質(zhì)量來正確掌握揉捻方法。特別注意投葉量，揉捻時間，壓力大小和解決篩分，揉捻程度等技術(shù)，方能提高質(zhì)量，保證優(yōu)良產(chǎn)品 8。茶葉揉捻機是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構(gòu)和電動機組成。茶葉揉捻時依靠揉桶在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運動，桶內(nèi)的茶葉由于受到桶蓋的壓力、揉盤的反作用力、棱骨的阻力以及揉桶側(cè)壓力的綜合作用，茶葉一邊翻滾一邊搓揉，是茶葉卷曲成條，同時適度破壞葉片組織，損傷葉細胞，擠出部分葉汁，達到揉捻的目的 9。2.1.1 目的提高茶葉的成條率，降低茶葉破碎率，提高揉茶效率，提高茶葉品質(zhì)，增進茶湯的濃度，提高運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性，降低耗電量。2.1.2 設計內(nèi)容由于現(xiàn)有的茶葉揉捻機只在揉盤上設置棱骨，故而茶葉只在揉桶的下方得到揉捻。這不僅影響茶葉的揉捻質(zhì)量，更影響揉捻效率，因此，完全有必要對現(xiàn)有技術(shù)加以改進。此次設計是在現(xiàn)行揉捻機的基礎上對其不合理部分進行改善，同時增加新的技術(shù)模塊，使之更趨完善、經(jīng)濟。其具體措施如下：(1)傳動減速機構(gòu)采用集體傳動，提高傳動精度；(2)采用杠桿加壓裝置，使減加壓方便、省力；(3)動力源采用電動機，減少噪音，提高機構(gòu)的平穩(wěn)性；(4)采用棱骨式揉盤，提高成條率；(5)揉桶蓋下方的錐面上設有棱骨，提高揉捻效率，使揉茶更均勻。2.1.3 方案選擇為了實現(xiàn)預定的功用，有兩套方案可以實現(xiàn)：（參見圖 1、圖 2）8方案一（1）采用單機傳動減速機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；（2）采用錐齒輪減速傳動，傳動更準確，更穩(wěn)定；（3) 采用杠桿加壓機構(gòu)，加壓動作簡單、方便，減少了多余動作，降低了設計成本。圖 1 方案一 示意圖Fig1.The figure of program1方案二（1）采用集體傳動減速機構(gòu)；（2）采用蝸桿減速傳動；（3）采用絲桿加壓機構(gòu)。圖 2 方案二 示意圖Fig2.The figure of program292.1.4 方案的比較方案一采用單機傳動減速機構(gòu)，整機結(jié)構(gòu)緊湊，生產(chǎn)、使用、檢修均比較靈活，方案二采用集體傳動減速機構(gòu)，則整機的結(jié)構(gòu)性不是那么好 ；方案一10采用絲桿加壓機構(gòu)，加壓原理簡單，揉捻成條性能較好，多用于小型采用揉捻機，方案二采用絲桿加壓機構(gòu)，加壓機構(gòu)的絲桿螺母易磨損；方案一采用錐齒輪減速傳動，是系統(tǒng)傳動更準確。因此通過比較最終選擇方案一。2.2 總體結(jié)構(gòu)設計2.2.1 總體結(jié)構(gòu)總體結(jié)構(gòu)分為以下幾個部分（如圖 3 所示）：（1）電動機：選用 Y80M2 三相異步電動機 11。（2）減速機構(gòu)：減速機構(gòu)主要由兩個錐齒輪、軸承、悶蓋、透蓋鄧組成。（3）加壓裝置：由加壓支柱、滑道、滑塊、杠桿、揉蓋組成。（4）揉桶：揉桶外徑為 250mm。（5）揉桶蓋：其下方的錐面上設有四根圓弧形棱骨。（6）揉蓋：采用棱骨式揉盤，揉盤板面上均勻分布 12 根新月形棱骨。10圖 3 茶葉揉捻機結(jié)構(gòu)圖Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine2.2.2 傳動路線茶葉揉捻機的傳動路線如圖 4 所示，該機構(gòu)是通過電動機驅(qū)動皮帶傳動，在通過圓錐減速換向裝置將其帶動曲柄轉(zhuǎn)動在有曲柄（回轉(zhuǎn)臂)來帶動揉桶，在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運動（或揉桶和揉盤作相對回轉(zhuǎn)運動） 。茶葉在揉桶內(nèi)反復翻轉(zhuǎn)、揉搓、卷壓、使揉緊條索、揉壞細胞、擠出茶汁，達到揉捻的要求。11圖 4 茶葉揉捻機的傳動路線1電機 2.皮帶輪 3.高速軸 4.錐齒輪 5.主軸 6.轉(zhuǎn)臂軸 7.揉桶1Electric machine 2.sheave 3.high speed shaft4.angle gear 5.principal axes 6.tumbler axes 7.knead cask2.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的初步確定2.3.1 加壓裝置按每十分鐘加壓一次葉，每小時揉捻 40 公斤茶葉設計，曲臂中心距為L=120mm。2.3.2 減速機構(gòu)所需轉(zhuǎn)速 n=168r/min所需功率 P2=0.24Kw2.3.3 揉盤揉盤外徑為 478mm,揉盤板面上均布 12 根棱骨。揉盤傾斜度 6。122.3.4 揉桶揉桶外徑為 D=250mm。2.3.5 電動機的選擇根據(jù)任務書所需要求以及要達到預期的揉捻效果，采用臥式封閉型電動機，根據(jù)查閱小功率電動機手冊，綜合考慮選用 Y80M2 型號三相異步電動機 ，其1特征如表：表 2 電動機的型號Table 2 the type of the electromotor電動機型號 額定功率 輸出轉(zhuǎn)速 質(zhì)量Y80M2 0.25Kw 640r/min 16Kg2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算2.4.1 各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算分配各級傳動比時應考慮的問題：（1）各級傳動比機構(gòu)的傳動比應在推薦值的范圍內(nèi)，不應該超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其機構(gòu)緊湊 12。（2）應使各級傳動的機構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V 帶傳動和齒輪傳動組成的傳動裝置，V 帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過變速器的中心高度，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機座設計和安裝帶來困難。（3）應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下，具有較小的外廓尺寸。（4）在變速器實際中常使各級大齒輪直徑相近，使大齒輪有想進到浸油深度。高、低速兩級大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其浸油深度也稍深些，有利于浸油潤滑。（5）應避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，13當高速級傳動比過大時，就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點還要理論結(jié)合實際，思考機器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實測與理論計算來分配各級的傳動比。電動機的滿載轉(zhuǎn)速為 640rad/min，要求的輸出為 60rad/min,則總傳動比為：(1)6401.57mniV 帶傳動比常用圍是 i =25， 圓錐齒輪傳動比的范圍是 i=23， 故設計分配傳動比如下:第一級 V 帶傳動比 13.8i第二級齒輪傳動傳動比 2電動機軸為 0 號軸，減速器高速軸為 1 號軸，低速軸為 2 號軸，各軸轉(zhuǎn)速為：（2）064/minwnrad(3)13.81/iri2.4.2 各軸輸入功率的計算機械效率分布如下：V 帶傳動 ；滾動軸承 ；圓錐齒輪傳動10.9620.9。各軸輸入功率按電動機額定功率計算，各軸輸入功率即：30.96(4)25WPkw(5)10.4(6)230.96.23kw2.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩的計算(7)00.595.7640PTNmn(8)11.213.814(9)220.39506.1PTNmn3 主要零件的選擇和設計3.1 皮帶輪的設計根據(jù)設計可知，皮帶輪傳動比為 3.8，因傳動速度較快，處于高速端，故采用帶傳動來提高傳動的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現(xiàn)的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，造價低廉以及緩沖吸振等特點。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V 帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V 帶傳動允許傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及 V 帶已標準化并且大量生產(chǎn)的特點，所以這里高速軸傳動選用 V 帶輪傳動。3.1.1 確定計算功率 Pca通過查詢參考文獻12表 87 查得 KA=1.1，故1.025.caPKw（10）3.1.2 選取帶型窄 V 帶與普通 V 帶相比，當寬度相同時，窄 V 帶的寬度約縮小 1/3，而承載能力可提高 1.52.5 倍，因此這里選用窄 V 帶，根據(jù) Pca=0.275Kw，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=640r/min,dd1=50-71mm,因此，可以選擇 SPZ 型 V 帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2根據(jù)結(jié)構(gòu)以及傳動比需要，初取主動輪基準直徑 dd1=54mm,從動輪基準直徑dd2=idd1=3.854=204mm,按公式 普通 V 帶11 max/601.8/dVnsVmax=25-30m/s，因此帶的速度合適。3.1.4 確定窄 V 帶的基準長度 Ld 和傳動中心距 a根據(jù)參考文獻12中（8-20）公式150.7（d d1+dd2） 2（d d1+dd2）初步確定中心距0a025am由式：（11）參考文獻12表 8-2 選帶的基準長度 80dL計算時間中心距（12）0()/250(83.15)/236.daL m3.1.5 驗算帶輪上的包角 1（13） 12157.380()8057.3(24)/3614.520 da取 433.1.6 計算帶的根數(shù)（14）01()caPZK其中 ,.820.7,1.896,.03aK故（15） 5.(01)3Z取 33.1.7 計算預緊力 0F根據(jù)參考文獻12中 8-27 公式（16）20(2.5)KFqvz得 20 2(.)2.5(1)0.7/(36)0.15.83896ZVN2 10120()2()3.4dddLa163.1.8 計算帶傳動的壓軸力 PF為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 ，根據(jù)公PF式(17)10 143.52sin235.8sin90.2rFZN算得 9.rN3.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設計V 帶帶輪選用 HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)由于大皮帶輪的 所以采用孔板式。使用經(jīng)過動平衡實1726140,Dd驗處理。輪槽工作表面要精細加工 1213，具體設計參數(shù)如下所示：基準寬度 8.5;dbm基準線上槽深 in2.0;ah基準線下槽深 i7f槽間距 1;e第一槽對稱面至端面的距離 8;fm最小輪緣后 min5.;帶輪寬 (18)(1)240Bzef外徑 (19)1 58;adah(20)22輪槽角 134;(21)(.8)6;m(22)5132;Ld其尺寸在帶輪上可以參見下圖 5：17圖 5 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖Fig5 The assemble programe of the belt pulley3.1.10 帶的張緊裝置各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛。使預緊力 F0降低。為保證帶傳動的能力，應定期張緊。此處采用定期張緊裝置 14。3.2 直齒圓錐齒輪的設計計算3.2.1 選擇齒輪的材料考慮到齒輪傳動載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，采用二級減速機，大小齒輪都選用 45 號鋼。小齒輪調(diào)質(zhì)處理，H B1=220-240 大齒輪正火處理，HB2=190-210 查實用機械設計手冊圖 9-4 及圖 9-5 得：。lim540MPalim120FPalim2180FMPa3.2.2 簡化計算初步選定主要參數(shù)直齒圓錐齒輪傳動時以大端參數(shù)為標準值的，在強度計算時，則以齒寬中點處的當量齒輪作為計算的依據(jù)。 （1）選取小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取120,Z2.81056.2,Z57Z則齒數(shù)比:（與設計要求誤2157.80Zu差不大于 ） (23)%18（2）按齒面接觸疲勞強度計算(24)110.2495013.68PTNmn直齒錐齒輪的載荷系數(shù)為 其中使用系數(shù)查表 10-2 得,AK 1.0,AK齒向載荷分布系數(shù) .,錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)通常取 這里我們?nèi)?.25.3R、.3R、小齒輪的直徑 (25)1lim31()(.)4AHTKfeuD2264.51.m2.80.58大端模數(shù) (26)157,femZ大齒輪的直徑 (27) 22.5146.5,feD(28)1122 0arcrc93,790.3.6,feftgt錐距 (29)15.86,sinsi9.3feRm齒寬 取0.7682,b23b、平均分度圓直徑(30)11(.5)(.50)1.54.8,mRfeDD大齒輪分度圓線速度 (31)1360.35/6mnms、3.2.3 校核計算（1）按面接觸疲勞強度計算分度圓錐面的圓周力(32)1tm203.642.57,8TFND查表 10-6 得彈性影響系數(shù)19.8,EZMPa19根據(jù)圖 10-8 取動載系數(shù) （按 7 級精度等級）1.VK對于壓力角為 的直齒錐齒輪，取20 2.5,HZ由公式 10-25 (33)1315480,(.5)HERRfeTZMPaDu查得 （按無限壽命設計查圖 9-12）1vz（大、小齒輪都使軟齒面）w由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故取疲勞強度安全系數(shù):。min1HS由公式 10-12 (34)limli in540,HvwZMPaS安全 (35)limli1.23HH（2）按齒根彎曲疲勞強度校核(36)11021.5cos9.3dnfZ(37)2257.0.6dnf 查參考文獻12表 10-5 得齒形系數(shù) 及應力校正系數(shù)FaYSaY1.8,FaY2.9Fas17s按無限壽命計算查圖 9-16 得 1N齒根危險截面的彎曲應力公式為 (38)0tFaFKPYbm1162.571.2.845.0()(0.5)3(0.3)tmAVFFRKY MPab(41) 21984.0.9.FF MPa(42),limli1135.NXFsaY20(43),lim2li2104.59FNXFsaYMPa（查表 9-31）安全 (44),li11 min3.8.1F FSS（查表 9-31）安全 (45),lim22 in04.592.6F F3.3 軸的設計計算3.3.1 高速軸的設計計算（1）初步確定軸的最小直徑按參考文獻12公式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料問 45 鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表 15-3，取 由 013,A0.24Pkw168/minnr故 (46)133min0.24.68pdAm通常實際最小軸徑 ，圓整后取mind13d、（2）軸的結(jié)構(gòu)設計1、擬定軸上個各零件的裝配方案如下圖 6 所示：圖 6 高速軸的裝配方案Fig6 The assemble programe of high speed shaft2、根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度A、為滿足小錐齒輪的軸向定位要求，錐齒輪左邊采用軸肩定位，右邊采用墊圈定位，尺寸為 25DmL、21B、左端滾動軸承采用軸肩定位，h=3mm。由于框架的總長不能太長，這里取軸長為 236mm，初定尺寸如圖 6。C、初選軸承，因軸承同時受到軸向力和徑向力，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=20mm，由手冊查得該軸承的定位軸肩高度為3mm，考慮到經(jīng)濟性及軸的強度要求，左軸承軸肩高度取標準值 3mm，因此可算得 1-2 段的直徑 根據(jù)設計要求可得出 ，126,Dm23Dm又由于軸的結(jié)構(gòu)設計及齒輪寬度為 21mm，344550,13,故得各段長度如圖 6 所示。角接觸球軸承支點取中點，皮帶輪取輪轂寬度中點，齒輪也取輪轂寬度中點，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L=229mm。（3）軸的校核A、作出軸的計算簡圖（力學模型）計算簡圖見圖 7（a）所示：(a)22(e)(f)(g)圖 7 軸的載荷分析圖Fig7 The analysis of the small gear wheel axle loadB、分析軸所受的水平分力情況軸上所受的水平分力如圖 7（b）所示：前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為那么作用在圓錐齒輪上的2113.64,39,20,19.3,mTNdA圓周力為：(47)21.64.5tmNFA(48)tan9.tan204.6N作用在圓錐齒輪上的徑向力為：23(49)r1cos254.6cos19.3240FN作用在圓錐齒輪上的軸向力為：(50)1in.in.8.a 由靜力平衡方程0AM2501730tNHF(51)C t可求得 193NHF26.NH作彎矩圖：集中力 作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩AB 段取距 A 點距離為 則彎矩1X(52)1BNHMBC 段取距 B 點距離為 ，則彎矩2(53)12(50)CtFF彎矩圖如圖 7（c）所示：顯然有 13950HMNmAC、分析軸所受的垂直分力情況軸上所受的垂直方向的分力如圖 7（d）所示：由靜力平衡方程0AM21530rNVaF(54)C7rM其中 (55)84.9164.852aDmA可求得 1NV27NV作彎矩圖：集中力 作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩，1FAB 段取距 A 點距離為 ,則彎矩X113.9BNVFXBC 段取距 B 點距離為 ,則彎矩 （56）2 22(50)CraMFXM彎矩圖如圖 7（e）所示：顯然有 16.7mA4.57VNmAD、總彎矩見圖 6（f）（57）22113950.439.1HVM22 80A（58）E、作扭矩圖總的扭矩圖如圖 7（g）所示： 13.64TNmAF、按彎扭矩合成應力校核軸的強度24進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B）的強度。根據(jù)參考文獻12中式 15-5 及以上所算的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取 軸的計算應0.6,222213 3()148.5(14)15.9caMTMPaW（59）前面已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得 因此160a、故安全。1,ca3.3.2 主軸的設計計算（1）主軸的設計計算1、軸的設計由參考文獻12式 15-2 初步估計軸的最小軸徑13min0pdA（60）2、確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值選軸的材料為 45 鋼，根據(jù)參考文獻12表 15-3，取 ,013A由前面的設計算得 330.260/minPkwnr、3、設計計算33min0.11.2dA（61）通常實際最小軸徑 ，圓整后取mind8d（2）軸的結(jié)構(gòu)設計1、擬定軸上各零件的裝配方案2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、為完成揉捻作業(yè)，根據(jù)實際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實現(xiàn)曲柄的運動，滿足大錐齒輪及各滾動軸承軸向定位要求，先定軸長為266.5mm 初定尺寸如圖 8 所示。軸徑具體尺寸見零件圖所示。25圖 8 主軸的裝配方案Fig8 The assemble programe of principal axesb、因軸承要同時承受軸向力和徑向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取其尺寸為 又由于該主軸要承受143620893,BG35721dDB、很大的軸向力，故根據(jù)結(jié)構(gòu)特征還安裝只承受軸向力的推力球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取其尺寸為 因此可算得 3-4 段的141、 6.T、直徑 ，又由于軸的結(jié)構(gòu)設計，故得各段長度如圖 8 所示，直徑340Dm151256,、同樣角接觸球軸承支點取中點，推力球軸承支點取中點，齒輪取輪轂寬度中點，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L=203.5mm。（3）軸的校核1、作出軸的計算簡圖（力學模型）計算簡圖見圖 9（a）所示2、分析軸所受的水平分力情況軸上所受的水平分力如圖 9（b）所示：前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為 ，根據(jù)小圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)36.1TNmA據(jù)： 11169.5,240,8.t raFNF可以得到大圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)：22.,.3,t raN、由靜力平衡方程260BMt2216430NHF（62）E2159t（63）可求得 127.,78.NHNHFF作彎矩圖：集中力 作用于 B 點，梁在 AB 和 BE 段的彎矩1AB 段取距 A 點距離為 ，則彎矩X21169.5BtM（64）BC 段取距 B 點距離為 ，則彎矩2212()Ct NHFXFX（65）彎矩圖如圖 7（c）所示：顯然有 9.61MNmA3、分析軸所受的垂直分力情況軸上所受的垂直方向的分力如圖 7（d）所示由靜力平衡方程得：0BM214360NVraF（66）E159raM（67）其中 2408260aFDNmA（68）可求得 13.NV21.9NV（69）作彎矩圖如圖 7（d）所示：集中力 作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩1NVFAB 段取距 A 點距離為 則彎矩1,X1BraM（70）BC 段取距 B 點距離為 ，則彎矩227212(6)BCr NHaMFXFXM（71）(a)(c)(d)(e)(f)(g)彎矩圖如圖 7（e）所示：故有 12958.VMNmA36.1TA6074、總彎矩見圖 6（f）2211HVMA28（72）222219.610.761HVMNmA（73）5、作扭矩圖總的扭矩圖如圖 7（g）所示： 3.3TAA6、按彎扭矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B）的強度。根據(jù)參考文獻公式 15-5 及以上所算的數(shù)據(jù)，并取 軸0.6,的計算應力2222133()17(0.61).45caMTMPaW（74）前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得因此 ，故安全。160Pa、1ca3.4 軸承的校核由于同時承受軸向力和徑向力的作用，且右軸承受力大于左軸承，所以在這里僅校核右軸承，故（75）222260.517.964.35NHVPFN預期計算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小時工作制） ，則有：148hLh右軸承所需的基本額定動載荷 10366080.524.8hnCPN （76）查機械設計課程設計表 15-6 可知，36204 型軸承的額定動載荷因此， ，故安全。同理左邊軸承 ，也安全。1.2rKN、rrC3.4.2 主軸軸承的校核由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，左軸承承受的力作用明顯大于右軸承，在此只校核左軸承，故 2217.3.17.8NHVPFN29預期計算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小時工作制） ，則有：102480hLh其所需的基本額定動載荷 10366807. 213.4hnCPN （77）查軸承手冊可知，36207 型軸承的額定動載荷 因此， ，故.5rCK、rC安全。同理右邊軸承 ，也安全。rC3.5 鍵的設計設計與校核3.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核已知裝小圓錐齒輪處的軸徑 主軸上的轉(zhuǎn)矩是 ，載荷有2,dm13.64NmA輕微沖擊。（1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸一般 8 級以上精度的吃了有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用普通圓頭平鍵（A 型） 。156根據(jù) ，從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 高度2dm 6,bm由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 （比輪轂寬度要6h、 20L小些） 。（2）校核鍵聯(lián)結(jié)的強度鍵、蝸桿和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力取其平均值， 鍵的工作長度10,pMPa 10pMPa、，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度/26/7lLbm由公式 6-1 可得：.5.3kh、（78）31.42.14PTakld鍵的標記為：鍵 GB/T 1096-1979。6203.5.2 電機上聯(lián)接的鍵的校核已知裝皮帶輪處的軸徑 d=13mm,皮帶輪輪轂寬度為 26mm,需傳遞的轉(zhuǎn)矩30,載荷有輕微沖擊。3.7TNmA（1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸選用普通單圓頭平鍵（C 型） 。根據(jù) d=13mm，從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=5mm，高度h=5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=22mm（比輪轂寬度要小些）。18（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、電機軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力取其平均值。102,pMPa 10pMPa、（79）/5/19.,lLbm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由公式 6-1 可得：0.52.kh（80）33210.7410521P PTaakld 鍵的標記為：鍵 C GB/T 1096-1979。3.6 茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析當揉桶里裝滿茶葉，在揉盤上隨著曲柄作水平回轉(zhuǎn)運動，揉桶和揉盤上的每一點對茶葉作用力的大小、方向、速度都要隨著時間的變化而變化 19。假如在某一個瞬時，揉桶壁的推力 R1如圖 10 所示，推動揉捻葉在桶內(nèi)運動。這時產(chǎn)生了揉盤表面，揉盤上的棱骨和揉盤盤面凹面的反作用力的合力 R2和揉桶蓋所加壓力與茶葉本身的重力之和，稱之為正壓力 N。上述諸力的綜合作用，形成了揉捻葉在桶內(nèi)向上翻轉(zhuǎn)運動的翻轉(zhuǎn)作用力 Q。此次設計在揉蓋下方的錐面上設有棱骨，如此則在確保揉桶下部正常揉茶的同時，還對揉桶上部的茶葉實施揉捻，有效提高揉茶效率，使揉茶更均勻，從而可提高茶葉品質(zhì)及等級。由于揉捻葉在桶內(nèi)運動，每一個瞬間在揉桶力的部位不同，因而造成了不同揉捻運動的作用區(qū)。在揉桶、揉盤和揉桶蓋對茶葉作用力的交點，其周圍的茶葉擠壓得很緊，形成了加壓區(qū)。茶葉進入強壓區(qū)，運動速度最慢而受到較強的擠壓，搓揉和成團。翻轉(zhuǎn)作用力 Q 是向上的，所以茶葉能向上翻轉(zhuǎn)。在強壓區(qū)周圍為搓揉區(qū)。茶葉在搓揉區(qū)內(nèi)的運動速度較快，壓力較小，搓揉卷曲力較