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1茶叶揉捻机构设计茶叶揉捻机构设计摘摘 要要：本文分析了中国国内外炒茶机机构的现状，对未来进行了展望，设计出一种新型小型炒茶机构。该小型炒茶机机构是由揉桶、揉盘、加压装置、减速机构和电动机组成。采用锥齿轮减速器和连杆回转机构，主要依靠三根连杆旋转，使揉桶在固定盘上作相对偏心回转运动，茶叶便在揉桶内受加压盖和固定盘上的棱骨作用而进行揉捻，直至完成揉捻作业。此次设在揉盖下方的锥面上设有棱骨，如此则在确保揉桶下部正常揉茶的同时，还对揉桶上部的茶叶实施揉捻，有效地提高揉茶效率，使揉茶更均匀，从而可以提高茶叶品质及等级。差额揉捻机的加工优点主要体现在：一是降低了农民的劳动强度，提高了工作效率；二是揉捻的成条率高、叶细胞破损率适度，质量稳定可靠；三是为茶叶揉捻的规模化提供了前提。关键词：茶叶；揉捻机构；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目目 录录摘 要 .1ABSTRACT.2目 录 .31 前言 .51.1 选题研究意义.51.2 国内外揉捻机械化发展概况.51.3 国内茶叶机械化未来发展方向.61.4 目前国内常见的揉捻机主要有以下几种类型.62 总体设计方案的拟定 .72.1 原理分析.72.1.1 目的.72.1.2 设计内容.72.1.3 方案选择.72.1.4 方案的比较.92.2 总体结构设计.92.2.1 总体结构.92.2.2 传动路线.102.3 各执行机构主要参数的初步确定.112.3.1 加压装置.112.3.2 减速机构.112.3.3 揉盘.112.3.4 揉桶.122.3.5 电动机的选择.122.4 传动装置的运动和动力参数的计算.122.4.1 各传动带装置的总传动比及各轴转速的计算.122.4.2 各轴输入功率的计算.133 主要零件的选择和设计 .143.1 皮带轮的设计.143.1.1 确定计算功率 Pca.143.1.2 选取带型.143.1.3 确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2.143.1.4 确定窄 V 带的基准长度 Ld 和传动中心距 a.143.1.5 验算带轮上的包角1.153.1.6 计算带的根数.153.1.7 计算预紧力0F.1543.1.8 计算带传动的压轴力PF.153.1.9 带轮的结构设计.163.1.10 带的张紧装置.173.2 直齿圆锥齿轮的设计计算.173.2.1 选择齿轮的材料.173.2.2 简化计算初步选定主要参数.173.2.3 校核计算.183.3 轴的设计计算.203.3.1 高速轴的设计计算.203.3.2 主轴的设计计算.243.4 轴承的校核.283.5 键的设计设计与校核.283.5.1 高速轴上联接的键的校核.283.5.2 电机上联接的键的校核.293.6 茶叶在揉桶中运动规律和受力分析.303.7 润滑与密封.313.7.1 滚动轴承的润滑.313.7.2 锥齿轮的润滑.313.8 主要缺点和有待进一步改进的地方.314 结论 .33参考文献 .35致 谢 .3651 前言前言1.1 选题研究意义选题研究意义在各方面日益现代化的今天，炒茶机也应该在技术上不断改进，向自动化、机电一体化方向发展1。采用传统的人工炒制方法易造成质量参差不齐，工人劳动强度，生产率低2，难以形成规模效益，为改变这种现状，研制小型的茶叶加工机械迫在眉睫3。1.2 国内外揉捻机械化发展概况国内外揉捻机械化发展概况我国茶叶加工机械起步五、六十年代，工农84型圆茶炒干机械的研制成功，使劳动强度大，工艺技术复杂的珠茶加工实现了机械化。70年代起，茶叶加工机械品种增多，茶叶加工机械标准化工作也开始起步，现在，我国茶叶加工机械已有100多项行业标准和企业标准。年生产能力达2万台以上。茶机行业从60年代的单动力、开式齿轮传动的型式发展到80年代中期自控技术、光电技术、静电技术和计算机控制技术等新技术开始在茶叶加工机械上得到应用，使以往间歇作业向连续作业转变。90年代初研制成功了热源装置与主体一体化的全金属滚筒式杀青机;产品由单机向成套设备发展;由大宗茶叶加工机械向名优特茶加工饥械发展;由单一产品向系列产品发展4。 现在我国茶叶加工机械行业已能生产红茶初制、绿茶初制和名优特茶加工成套及茶叶精制成套设备，包括炒青眉茶、加工机械工夫红茶、珠茶、烘青、花茶、乌龙茶和紧压茶(砖茶)的成套设备。有适用于年产5一6t 茶叶至500一1000t 茶叶的各类茶厂所需的初制、精制加工及各种辅助设备的成套设备。加工机械可向市场提供加工扁茶、毛峰、毛尖、圆茶等形状的名优茶加工成套设备，从杀青、揉捻、烘干、加工机械成型等大类产品都发展成系列，可以适应不同生产规模茶农的需求。50年来已产销各类茶机45万台以上，装备了产茶区数以万计的茶叶加工厂、机械加工茶叶的能力达到800万担以上，改变了茶叶加工的面貌，满足了市场的需求5。印度居环球第二产茶大国的地位，也是世界茶叶入口的第四大国，受东方茶叶花费偏好转变的影响，以及肯尼亚等国茶叶入口的冲击，近年来茶叶6产量连续上涨，从1998年的8.7亿公斤削减到2004年的8.2亿公斤，为15年以来的最低点。加上国际花费的增添，出口量也逐年下滑，茶叶出口量也从2002年的2亿公斤降落到2004年的1.45亿公斤。1公斤高品质的阿萨姆茶5年前售价100卢比(约2.3美元)，此刻跌到75卢比(约1.72美元)。除去晦气气候的身分，茶叶价格下降、本钱下跌、市场竞争剧烈也是重要原因。为挽回印度茶叶旧日的光辉，印度茶叶企业一面不竭开辟新兴红茶市场(包罗中国在内)；一面也在转变其产品结构，顺应正在产生转变的东方社会的茶叶花费习气；同时印度茶商纷纭采取措施下降生产成本，让优良茶叶能以更有竞争力的价钱出卖。一些茶叶研讨机构也正在抓紧开辟下降生产成本的新技术并帮忙茶厂停止出产加工装备的更新换代。日本在20世纪20年代就有简略的精揉机用于茶叶加工，颠末几十年的成长，制茶机械已很进步前辈，不只台时产量大，并且产品质量不变。茶叶加工基本上都由高度自动化的蒸青生产线来实现6。1.3 国内茶叶机械化未来发展方向国内茶叶机械化未来发展方向茶文化使中国传统文化的重要组成部分之一，随着社会发展和进步，茶不但是人们生活的必需品，而且对经济起了很好的作用，而揉捻机使茶叶生产中的一种主要机械。21世纪，中国将实现茶叶生产和加工全程机械化，以满足茶业生产规模化、经营产业化、茶叶产品多元化、茶叶质量无公害化的要求。茶业机械集机、电、液于一体，向智能化、自动化跨越7。1.4 目前国内常见的揉捻机主要有以下几种类型目前国内常见的揉捻机主要有以下几种类型目前我国茶区生产上使用的揉捻机类型很多，大小不一。按回转方式分有单动式揉捻机和双动揉捻机；按揉盖支撑方式分有单柱式揉捻机和双动式揉捻机；按加压方式分有杠杆加压式和螺旋加压式揉捻机；按操作方式分有手动式、机动式、气动式揉捻机；按揉捻机的自动化程度分有普通型、程控型、连续型揉捻机。72 总体设计方案的拟定总体设计方案的拟定2.1 原理分析原理分析 揉捻必须根据揉捻机的性能，叶质老嫩，匀度和杀青质量来正确掌握揉捻方法。特别注意投叶量，揉捻时间，压力大小和解决筛分，揉捻程度等技术，方能提高质量，保证优良产品8。茶叶揉捻机是由揉桶、揉盘、加压装置、减速机构和电动机组成。茶叶揉捻时依靠揉桶在揉盘上做水平回转运动，桶内的茶叶由于受到桶盖的压力、揉盘的反作用力、棱骨的阻力以及揉桶侧压力的综合作用，茶叶一边翻滚一边搓揉，是茶叶卷曲成条，同时适度破坏叶片组织，损伤叶细胞，挤出部分叶汁，达到揉捻的目的9。2.1.1 目的目的提高茶叶的成条率，降低茶叶破碎率，提高揉茶效率，提高茶叶品质，增进茶汤的浓度，提高运转的平稳性，降低耗电量。2.1.2 设计内容设计内容由于现有的茶叶揉捻机只在揉盘上设置棱骨，故而茶叶只在揉桶的下方得到揉捻。这不仅影响茶叶的揉捻质量，更影响揉捻效率，因此，完全有必要对现有技术加以改进。此次设计是在现行揉捻机的基础上对其不合理部分进行改善，同时增加新的技术模块，使之更趋完善、经济。其具体措施如下：(1)传动减速机构采用集体传动，提高传动精度；(2)采用杠杆加压装置，使减加压方便、省力；(3)动力源采用电动机，减少噪音，提高机构的平稳性；(4)采用棱骨式揉盘，提高成条率；(5)揉桶盖下方的锥面上设有棱骨，提高揉捻效率，使揉茶更均匀。2.1.3 方案选择方案选择为了实现预定的功用，有两套方案可以实现：（参见图 1、图 2）8方案一（1）采用单机传动减速机构，结构简单、紧凑； （2）采用锥齿轮减速传动，传动更准确，更稳定； （3) 采用杠杆加压机构，加压动作简单、方便，减少了多余动作，降低了设计成本。图 1 方案一 示意图Fig1.The figure of program1方案二（1）采用集体传动减速机构； （2）采用蜗杆减速传动； （3）采用丝杆加压机构。图 2 方案二 示意图Fig2.The figure of program292.1.4 方案的比较方案的比较方案一采用单机传动减速机构，整机结构紧凑，生产、使用、检修均比较灵活，方案二采用集体传动减速机构，则整机的结构性不是那么好；方案一10采用丝杆加压机构，加压原理简单，揉捻成条性能较好，多用于小型采用揉捻机，方案二采用丝杆加压机构，加压机构的丝杆螺母易磨损；方案一采用锥齿轮减速传动，是系统传动更准确。因此通过比较最终选择方案一。2.2 总体结构设计总体结构设计 2.2.1 总体结构总体结构总体结构分为以下几个部分（如图 3 所示）：（1）电动机：选用 Y80M2 三相异步电动机11。（2）减速机构：减速机构主要由两个锥齿轮、轴承、闷盖、透盖邓组成。（3）加压装置：由加压支柱、滑道、滑块、杠杆、揉盖组成。（4）揉桶：揉桶外径为 250mm。（5）揉桶盖：其下方的锥面上设有四根圆弧形棱骨。（6）揉盖：采用棱骨式揉盘，揉盘板面上均匀分布 12 根新月形棱骨。10图 3 茶叶揉捻机结构图Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine2.2.2 传动路线传动路线茶叶揉捻机的传动路线如图 4 所示，该机构是通过电动机驱动皮带传动，在通过圆锥减速换向装置将其带动曲柄转动在有曲柄（回转臂)来带动揉桶，在揉盘上做水平回转运动（或揉桶和揉盘作相对回转运动） 。茶叶在揉桶内反复翻转、揉搓、卷压、使揉紧条索、揉坏细胞、挤出茶汁，达到揉捻的要求。11图 4 茶叶揉捻机的传动路线1电机 2.皮带轮 3.高速轴 4.锥齿轮 5.主轴 6.转臂轴 7.揉桶1Electric machine 2.sheave 3.high speed shaft4.angle gear 5.principal axes 6.tumbler axes 7.knead cask2.3 各执行机构主要参数的初步确定各执行机构主要参数的初步确定2.3.1 加压装置加压装置 按每十分钟加压一次叶，每小时揉捻 40 公斤茶叶设计，曲臂中心距为L=120mm。2.3.2 减速机构减速机构所需转速 n=168r/min所需功率 P2=0.24Kw2.3.3 揉盘揉盘 揉盘外径为 478mm,揉盘板面上均布 12 根棱骨。揉盘倾斜度 6。122.3.4 揉桶揉桶 揉桶外径为 D=250mm。2.3.5 电动机的选择电动机的选择 根据任务书所需要求以及要达到预期的揉捻效果，采用卧式封闭型电动机，根据查阅小功率电动机手册，综合考虑选用 Y80M2 型号三相异步电动机，其11特征如表：表 2 电动机的型号Table 2 the type of the electromotor电动机型号 额定功率 输出转速 质量 Y80M2 0.25Kw 640r/min 16Kg2.4 传动装置的运动和动力参数的计算传动装置的运动和动力参数的计算2.4.1 各传动带装置的总传动比及各轴转速的计算各传动带装置的总传动比及各轴转速的计算 分配各级传动比时应考虑的问题： （1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范围内，不应该超过最大值，以利于发挥其性能，并使其机构紧凑12。 （2）应使各级传动的机构尺寸协调、匀称。例如：由 V 带传动和齿轮传动组成的传动装置，V 带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高度，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 （3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。 （4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有想进到浸油深度。高、低速两级大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其浸油深度也稍深些，有利于浸油润滑。 （5）应避免传动零件之间发生干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴发生干涉，13当高速级传动比过大时，就可能产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论结合实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比。 电动机的满载转速为 640rad/min，要求的输出为 60rad/min,则总传动比为： (1)64010.5760mmninV 带传动比常用围是 i =25， 圆锥齿轮传动比的范围是 i=23， 故设计分配传动比如下:第一级 V 带传动比 13.8i 第二级齿轮传动传动比22.81i 电动机轴为 0 号轴，减速器高速轴为 1 号轴，低速轴为 2 号轴，各轴转速为： （2）0640/ minwnnrad (3)0116403.8168/ minnnradi2.4.2 各轴输入功率的计算各轴输入功率的计算 机械效率分布如下：V 带传动；滚动轴承；圆锥齿轮传动10.9620.99。各轴输入功率按电动机额定功率计算，各轴输入功率即：30.96 (4)00.25WPPkw (5)1010.24PPkw (6)21230.24 0.99 0.960.23PPkw 2.4.3 各轴转矩的计算 (7)0000.25955095503.73640PTN mn (8)1110.249550955013.64168PTN mn14 (9)2220.239550955036.6160PTN mn3 主要零件的选择和设计主要零件的选择和设计3.1 皮带轮的设计皮带轮的设计根据设计可知，皮带轮传动比为 3.8，因传动速度较快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。并旋转方向一致，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上 V 带传动允许传动比较大，结构紧凑，以及 V 带已标准化并且大量生产的特点，所以这里高速轴传动选用 V 带轮传动。3.1.1 确定计算功率确定计算功率 Pca通过查询参考文献12表 87 查得 KA=1.1，故 1.1 0.250.275caaPK PKw（10）3.1.2 选取带型选取带型 窄 V 带与普通 V 带相比，当宽度相同时，窄 V 带的宽度约缩小 1/3，而承载能力可提高 1.52.5 倍，因此这里选用窄 V 带，根据 Pca=0.275Kw，小带轮转速 n1=640r/min,dd1=50-71mm,因此，可以选择 SPZ 型 V 带。3.1.3 确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径 dd1 和和 dd2 根据结构以及传动比需要，初取主动轮基准直径 dd1=54mm,从动轮基准直径dd2=idd1=3.854=204mm,按公式普通 V 带11 1max/60 10001.81/dVd nm sVVmax=25-30m/s，因此带的速度合适。3.1.4 确定窄确定窄 V 带的基准长度带的基准长度 Ld 和传动中心距和传动中心距 a根据参考文献12中（8-20）公式150.7（dd1+dd2）2（dd1+dd2）初步确定中心距0a0250amm由式：（11）参考文献12表 8-2 选带的基准长度800dLmm计算时间中心距 （12）0()/ 2250(800833.185)/ 2236.22ddaaLLmm3.1.5 验算带轮上的包角验算带轮上的包角1 （13） 12157.3180()18057.3 (20454)/ 236143.45120dddda 取11433.1.6 计算带的根数计算带的根数 （14）01()caaPZPP K K其中,00.082P 0.017,P10.896,1.03aKK故 （15） 0.2753.0099(0.0820.017) 0.896 1.03Z 取3Z3.1.7 计算预紧力计算预紧力0F根据参考文献12中 8-27 公式 （16）20(2.5)500KFqvK zv得 202(2.5)5002.5500 (1) 0.275/(3 6)0.06 615.830.896KFqvK ZVN2210120()2()833.18524dddddddLaddmma163.1.8 计算带传动的压轴力计算带传动的压轴力PF 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力，根据公PF式 (17)10143.452sin2 3 15.83 sin90.1922 rFZFN算得90.19rFN3.1.9 带轮的结构设计带轮的结构设计V 带带轮选用 HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构由于大皮带轮的所以采用孔板式。使用经过动平衡实1117226146100,Dd验处理。轮槽工作表面要精细加工1213，具体设计参数如下所示：基准宽度8.5;dbmm基准线上槽深min2.0;ahmm基准线下槽深min7.0;fhmm槽间距12;emm第一槽对称面至端面的距离8;fmm最小轮缘后min5.5;mm带轮宽 (18)(1)240;Bzefmm外径 (19)12542 258;adaddhmm (20)2222042 2208;adddhmm 轮槽角1234 ;38 (21)1(1.8 2)26;ddmm (22)(1.5 2)2 1326;Ldmm其尺寸在带轮上可以参见下图 5： 17图 5 皮带轮结构图Fig5 The assemble programe of the belt pulley3.1.10 带的张紧装置带的张紧装置各种材质的 V 带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力 F0降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置14。3.2 直齿圆锥齿轮的设计计算直齿圆锥齿轮的设计计算3.2.1 选择齿轮的材料选择齿轮的材料考虑到齿轮传动载荷一般，参考类似减速器的结构，采用二级减速机，大小齿轮都选用 45 号钢。小齿轮调质处理，HB1=220-240 大齿轮正火处理，HB2=190-210 查实用机械设计手册图 9-4 及图 9-5 得： 。l i m540HM Pal i m1210FM Pal i m2180FM Pa3.2.2 简化计算初步选定主要参数简化计算初步选定主要参数 直齿圆锥齿轮传动时以大端参数为标准值的，在强度计算时，则以齿宽中点处的当量齿轮作为计算的依据。 （1）选取小齿轮齿数大齿轮齿数取120,Z22. 812056. 2,Z257Z 则齿数比:（与设计要求误21572. 8520ZuZ差不大于） (23)5%18（2）按齿面接触疲劳强度计算 (24)1110.249550955013.64168PTN mn直齿锥齿轮的载荷系数为其中使用系数查表 10-2 得,AKK K1. 0,AK齿向载荷分布系数1. 2,K锥齿轮传动的齿宽系数通常取这里我们取0. 25 0. 35R、0. 3R、小齿轮的直径 (25)12l i m31()(1 0. 5)1140ARHRTK Kf euD 32213. 6411. 2114051. 55m m2. 810. 35400. 85大端模数 (26)1151. 552. 575,20f eDmZ大齿轮的直径 (27) 22572. 575146. 775,f eDZ mm m (28)112220arcarc19. 33 ,579019. 3370. 67 ,f ef eZt gt gZ锥距 (29)1151. 5577. 868,2si n2si n19. 33f ef eDRm m齿宽取0. 377. 68623. 36,RbRm m 23bm m、平均分度圆直径 (30)11(10. 5)(10. 50. 3)51. 5543. 818,mRf eDDm m大齿轮分度圆线速度 (31)1 143. 8181680. 385/601000601000mD nms、3.2.3 校核计算校核计算 （1）按面接触疲劳强度计算分度圆锥面的圆周力 (32)1t m12000200013. 64622. 575 ,43. 818mTFND查表 10-6 得弹性影响系数12189. 8,EZM Pa19根据图 10-8 取动载系数（按 7 级精度等级）1. 1VK对于压力角为的直齿锥齿轮，取202. 5,HZ由公式 10-25 (33)12315438. 03,(10. 5)HERRf eKTZM PaDu查得（按无限寿命设计查图 9-12）1vz （大、小齿轮都使软齿面）1wz由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故取疲劳强度安全系数:。m i n1HSS由公式 10-12 (34)l i ml i mm i n540,HvwHHZ ZM PaS安全 (35)l i ml i m1. 233HHHHSS（2）按齿根弯曲疲劳强度校核 (36)1112021. 125coscos19. 33dnfZZ (37)22257172. 201coscos 70. 67dnfZZ查参考文献12表 10-5 得齿形系数及应力校正系数FaYSaY12. 8,FaY22. 292FaY12. 8,saY21. 721saY按无限寿命计算查图 9-16 得11NY齿根危险截面的弯曲应力公式为 (38)0tFaFKPYbm11622. 57511. 11. 22. 845. 004(40)(10. 5)23. 362. 275 (10. 50. 3)t mAVFFmRF K K KYM Pab (41) 22112. 29845. 00436. 9352. 8FFFFYM PaY (42),l i m1l i m11135. 484FNXFsaY YM PaY20 (43),l i m2l i m22104. 59FNXFsaY YM PaY（查表 9-31）安全 (44),l i m11m i n1135. 4843. 01145. 004FFFFSS（查表 9-31）安全 (45),l i m22m i n2104. 592. 832136. 935FFFFSS3.3 轴的设计计算轴的设计计算3.3.1 高速轴的设计计算高速轴的设计计算（1）初步确定轴的最小直径按参考文献12公式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料问 45 钢，调制处理。根据表 15-3，取由 0103,A10. 24Pkw1168/ m i nnr故 (46)133m i n010. 2410311. 6168pdAm mn通常实际最小轴径，圆整后取m i ndd13dm m、（2）轴的结构设计1、拟定轴上个各零件的装配方案如下图 6 所示：图 6 高速轴的装配方案Fig6 The assemble programe of high speed shaft2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 A、为满足小锥齿轮的轴向定位要求，锥齿轮左边采用轴肩定位，右边采用垫圈定位，尺寸为2225Dm m Lm m、21 B、左端滚动轴承采用轴肩定位，h=3mm。由于框架的总长不能太长，这里取轴长为 236mm，初定尺寸如图 6。C、初选轴承，因轴承同时受到轴向力和径向力，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴承段的直径 d=20mm，由手册查得该轴承的定位轴肩高度为3mm，考虑到经济性及轴的强度要求，左轴承轴肩高度取标准值 3mm，因此可算得 1-2 段的直径根据设计要求可得出，1226,Dm m2322Dm m又由于轴的结构设计及齿轮宽度为 21mm，34455620,16,13,Dm m Dm m Dm m故得各段长度如图 6 所示。角接触球轴承支点取中点，皮带轮取轮毂宽度中点，齿轮也取轮毂宽度中点，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 L=229mm。（3）轴的校核A、作出轴的计算简图（力学模型）计算简图见图 7（a）所示：(a)22(e)(f)(g)图 7 轴的载荷分析图Fig7 The analysis of the small gear wheel axle loadB、分析轴所受的水平分力情况轴上所受的水平分力如图 7（b）所示：前面已算得高速轴的转矩为那么作用在圆锥齿轮上的2113. 64,39,20 , 119. 33 ,mTN m mdm m 圆周力为： (47)212213. 64699. 50. 039tmTN mFNdm (48)t an699. 5t an 20254. 6tFFN作用在圆锥齿轮上的径向力为：23 (49)r1cos254. 6cos19. 33240FFN作用在圆锥齿轮上的轴向力为： (50)1si n254. 6si n19. 3384. 3aFFN由静力平衡方程 0AM21501730tN HFF (51)0CM1173230N HtFF可求得 193N HFN2606. 5N HFN作弯矩图：集中力作用于 A 点，梁在 AB 和 BC 段的弯矩N HFAB 段取距 A 点距离为则弯矩1X (52)11193ABN HMFXXBC 段取距 B 点距离为，则弯矩2X (53)122(150)BCN HtMFXFX弯矩图如图 7（c）所示：显然有13950HMN m mC、分析轴所受的垂直分力情况 轴上所受的垂直方向的分力如图 7（d）所示：由静力平衡方程 0AM21501730rN VaFFM (54)0CM1173230N VraFFM其中 (55)84. 3391643. 8522aaF DMN m m可求得 122. 405N VFN2217. 59N VFN作弯矩图：集中力作用于 A 点，梁在 AB 和 BC 段的弯矩，1N VFAB 段取距 A 点距离为,则弯矩1X11131. 9ABN VMFXXBC 段取距 B 点距离为,则弯矩（56）2X122(150)BCN VraMFXFXM弯矩图如图 7（e）所示：显然有 13360. 75VMN m m25004. 57VMN m mD、总弯矩见图 6（f） （57）2211139503360. 7514349. 12HVMMMN m m 2222139505004. 5714820. 53HVMMMN m m（58）E、作扭矩图 总的扭矩图如图 7（g）所示：13. 64TN mF、按弯扭矩合成应力校核轴的强度24 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。根据参考文献12中式 15-5 及以上所算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应0. 6, 2222133()14820. 53(0. 613640)15. 90. 122caMTM PaM PaW（59）前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得因此160M Pa 、故安全。1,ca3.3.2 主轴的设计计算主轴的设计计算（1）主轴的设计计算 1、轴的设计 由参考文献12式 15-2 初步估计轴的最小轴径 13m i n01pdAn（60） 2、确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为 45 钢，根据参考文献12表 15-3，取,0103A由前面的设计算得330. 2360/ m i nPkwnr、 3、设计计算 333m i n030. 2310316. 1260PdAm mm mn（61）通常实际最小轴径，圆整后取m i ndd18dm m（2）轴的结构设计 1、拟定轴上各零件的装配方案2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、为完成揉捻作业，根据实际情况，合理分配主轴的各段尺寸以及轴径，实现曲柄的运动，满足大锥齿轮及各滚动轴承轴向定位要求，先定轴长为266.5mm 初定尺寸如图 8 所示。轴径具体尺寸见零件图所示。25图 8 主轴的装配方案Fig8 The assemble programe of principal axesb、因轴承要同时承受轴向力和径向力，故选角接触球轴承，参照工作要求并根据轴承段的直径 d=35mm，由轴承产品目录中初步选取其尺寸为又由于该主轴要承受143620829283,BG357217dDB、很大的轴向力，故根据结构特征还安装只承受轴向力的推力球轴承，参照工作要求并根据轴承段的直径 d=35mm，由轴承产品目录中初步选取其尺寸为因此可算得 3-4 段的143821430184G B、d356212. 5DT、直径，又由于轴的结构设计，故得各段长度如图 8 所示，直径3440Dm m15125630,30Dm m Dm m、同样角接触球轴承支点取中点，推力球轴承支点取中点，齿轮取轮毂宽度中点，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 L=203.5mm。（3）轴的校核 1、作出轴的计算简图（力学模型） 计算简图见图 9（a）所示2、分析轴所受的水平分力情况 轴上所受的水平分力如图 9（b）所示：前面已算得高速轴的转矩为，根据小圆锥齿轮的相关数336. 61TN m据：111699. 5 ,240 ,84. 3traFN FN FN可以得到大圆锥齿轮的相关数据： 22699. 5 ,84. 3 ,240traFN FN FN、 由静力平衡方程26 0BMt 22161430N HFF（62） 0EM211591430tN HFF（63） 可求得12777. 77 ,78. 27N HN HFN FN 作弯矩图：集中力作用于 B 点，梁在 AB 和 BE 段的弯矩1N HF AB 段取距 A 点距离为，则弯矩1X 211699. 5ABtMFXX （64） BC 段取距 B 点距离为，则弯矩2X 2212(16)BCtN HMFXFX（65） 弯矩图如图 7（c）所示：显然有11192. 61HMN m 3、分析轴所受的垂直分力情况 轴上所受的垂直方向的分力如图 7（d）所示 由静力平衡方程得： 0BM2143160N VraFFM（66） 0EM11431590N VraFFM（67）其中 2401081296022aaF DMN m（68） 可求得 13. 1N VFN281. 19N VFN（69） 作弯矩图如图 7（d）所示：集中力作用于 A 点，梁在 AB 和 BC 段的弯矩1N VFAB 段取距 A 点距离为则弯矩1,X 1ABraMFXM（70）BC 段取距 B 点距离为，则弯矩2X27 212(16)BCrN HaMFXFXM （71）(a)(c)(d)(e)(f)(g) 弯矩图如图 7（e）所示：故有112958. 81VMN m m36. 31TN m 211610. 17VMN m 4、总弯矩见图 6（f） 221111192. 6112958. 8117123HVMMMN m m28（72） 222211192. 6111610. 1716127HVMMMN m m（73） 5、作扭矩图 总的扭矩图如图 7（g）所示：36. 3136310TN mN m m 6、按弯扭矩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（即危险截面 B）的强度。根据参考文献公式 15-5 及以上所算的数据，并取轴0. 6,的计算应力 2222133()17123(0. 636310)6. 460. 135caMTM PaM PaW（74） 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得因此，故安全。160M Pa 、1ca3.4 轴承的校核轴承的校核由于同时承受轴向力和径向力的作用，且右轴承受力大于左轴承，所以在这里仅校核右轴承，故（75）222222606. 5217. 59644. 35N HN VPFFN预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小时工作制） ，则有： 1020048000hLh右轴承所需的基本额定动载荷 103666060608000644. 352404. 841010hnLCPN（76）查机械设计课程设计表 15-6 可知，36204 型轴承的额定动载荷因此，故安全。同理左边轴承，也安全。11. 2rCKN、rCCrCC3.4.2 主轴轴承的校核 由于要同时承受轴向力和径向力的作用，左轴承承受的力作用明显大于右轴承，在此只校核左轴承，故222211777. 773. 1777. 78N HN VPFFN29预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小时工作制） ，则有：1020048000hLh其所需的基本额定动载荷 103666060608000777. 782131. 441010hnLCPN（77）查轴承手册可知，36207 型轴承的额定动载荷因此，故23. 5rCKN、rCC安全。同理右边轴承，也安全。rCC3.5 键的设计设计与校核键的设计设计与校核3.5.1 高速轴上联接的键的校核高速轴上联接的键的校核 已知装小圆锥齿轮处的轴径主轴上的转矩是，载荷有22,dm m13. 64N m轻微冲击。 （1）选择键联结的类型和尺寸一般 8 级以上精度的吃了有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用普通圆头平键（A 型）。1516根据，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度高度22dm m6,bm m由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长（比轮毂宽度要6hm m、20Lm m小些） 。（2）校核键联结的强度 键、蜗杆和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力取其平均值，键的工作长度100 120,pM Pa 110pM Pa 、，键与轮毂键槽的接触高度/ 2206 / 217lLbm m由公式 6-1 可得：0. 50. 563khm m、 （78）33210213. 641024. 31431722PTM Pakl d键的标记为：键 GB/T 1096-1979。6203.5.2 电机上联接的键的校核电机上联接的键的校核已知装皮带轮处的轴径 d=13mm,皮带轮轮毂宽度为 26mm,需传递的转矩30,载荷有轻微冲击。3. 73TN m （1）选择键联结的类型和尺寸 选用普通单圆头平键（C 型） 。 根据 d=13mm，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=5mm，高度h=5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=22mm（比轮毂宽度要小些）。18 （2）校核键联接的强度 键、电机轴和带轮轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力取其平均值。100 120,pM Pa 110pM Pa 、 （79）/ 2225 / 219. 5,lLbm m键与轮毂键槽的接触高度。由公式 6-1 可得：0. 50. 552. 5khm m （80）3321023. 731010. 4341102. 52213PPTM PaM Pakl d键的标记为：键 C GB/T 1096-1979。5223.6 茶叶在揉桶中运动规律和受力分析茶叶在揉桶中运动规律和受力分析当揉桶里装满茶叶，在揉盘上随着曲柄作水平回转运动，揉桶和揉盘上的每一点对茶叶作用力的大小、方向、速度都要随着时间的变化而变化19。 假如在某一个瞬时，揉桶壁的推力 R1如图 10 所示，推动揉捻叶在桶内运动。这时产生了揉盘表面，揉盘上的棱骨和揉盘盘面凹面的反作用力的合力 R2和揉桶盖所加压力与茶叶本身的重力之和，称之为正压力 N。上述诸力的综合作用，形成了揉捻叶在桶内向上翻转运动的翻转作用力 Q。此次设计在揉盖下方的锥面上设有棱骨，如此则在确保揉桶下部正常揉茶的同时，还对揉桶上部的茶叶实施揉捻，有效提高揉茶效率，使揉茶更均匀，从而可提高茶叶品质及等级。 由于揉捻叶在桶内运动，每一个瞬间在揉桶力的部位不同，因而造成了不同揉捻运动的作用区。在揉桶、揉盘和揉桶盖对茶叶作用力的交点，其周围的茶叶挤压得很紧，形成了加压区。茶叶进入强压区，运动速度最慢而受到较强的挤压，搓揉和成团。翻转作用力 Q 是向上的，所以茶叶能向上翻转。在强压区周围为搓揉区。茶叶在搓揉区内的运动速度较快，压力较小，搓揉卷曲力较31大，宜于茶叶揉捻成条，茶叶在 Q 力的作用下，运动到桶上部以后，借茶叶本身的重力和惯性力的影响，向前下方散落到揉盘底部，这个区称之为散落区。随着揉桶继续回转，茶叶又经搓揉区进去入强压区，周而复始，不停运动，就形成了揉搓叶的运动规律。揉捻叶在这种规律的运动下，逐步卷曲成条，揉成条索，挤出茶汁以达到揉捻的要求20。 图 10 揉捻机作用力Fig10 The agent of twisting machineR1 揉桶侧壁的推力 R2 棱骨和盘面凹部的反作用力N 正压力 Q 揉捻叶向上翻转的作用力R1.the thrust of knead cask parietal R2.the counterforce of the both genial and tray face valleyN.positive Q.twisting leaf resupinate agent3.7 润滑与密封润滑与密封因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式。3.7.1 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，由且此轴承安装在闭式齿轮传动装置中，因此32016833602510 ,nd选用油润滑中的飞溅润滑较为合适，查机械设计课程设计中表 16-1，选用32全损耗系统用油代号为适用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小15LAN、型电机，风动工具等。主轴上的轴承由于转速都不太高，由，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，查435602100510nd参考文献19表 16-4，选用钙基润滑脂代号为 1 号，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的场合。3.7.2 锥齿轮的润滑锥齿轮的润滑为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用 L-AN100。3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方主要缺点和有待进一步改进的地方缺点： （1）还需人工调节，劳动强度较大 （2）该机是间歇性工作，工作效率不是很高有待进一步改进的地方： （1）采用自动加压装置（2）采用连续型揉捻的机构（3）手动出茶装置还需进一步的改进334 结论结论 这次毕业设计是我对大学的全部基础专业课的一次深入的综合性的复习，也是一次理论结合实践的训练，因此，它在我们大学生活中占有很重要的
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