毕业设计（论文）-茶叶揉捻机的设计

四川工业科技学院本科毕业设计(论文)摘要我国茶业发展迅速，需要一款能效高、消耗低、构造简便、易操作、安全可靠的小型茶叶揉捻机，目前市面上现有的小型茶叶揉捻机大多存在效率较低的问题。因此，本次设计的核心宗旨在于，通过提升揉捻效率能来实现降低耗能，最大化限度的增加产业揉捻的产量，最终设计出了这样一款茶叶揉捻装置。本次设计的茶叶揉捻机采用电机作为整体的动力装置，采用齿轮作为减速装置，减速器的输出轴与V带进行连接传动电机的输出端连接圆柱齿轮减速器，减速器的输出轴安装V带轮，通过V带与揉捻盘的主轴连接，主轴带动揉捻杆进行转动,当鲜茶叶从上方的入料口进入之后，经过旋转的揉捻盘与凹型揉捻桶的相对作用，揉捻盘和揉捻桶分别设有凸起的弧形棱条，从而实现被揉捻的效果。关键词：鲜茶叶揉捻；揉捻盘；主轴AbstractTheteaindustryinourcountryisdevelopingrapidlyandrequiresasmalltearollingmachinethatishighlyefficient,low-consumption,simpleinstructure,easytooperate,andsafeandreliable.Currently,mostoftheexistingsmalltearollingmachinesonthemarkethavetheproblemoflowefficiency.Therefore,thecorepurposeofthisdesignistoachieveenergyconservationbyimprovingtherollingefficiencyandmaximizetheoutputoftheindustry'srollingprocess.Eventually,suchatearollingdevicewasdesigned.Thetearollingmachinedesignedthistimeusesamotorastheoverallpowerdeviceandgearsasthespeedreductiondevice.TheoutputshaftofthereducerisconnectedtotheV-beltfortransmission.Theoutputendofthemotorisconnectedtothecylindricalgearreducer,andtheoutputshaftofthereducerisinstalledwithaV-beltpulley,whichisconnectedtothemainshaftoftherollingdiscthroughtheV-belt.Themainshaftdrivestherollingrodtorotate.Whenfreshtealeavesenterfromtheupperfeedingport,theyarerolledbytherelativeactionoftherotatingrollingdiscandtheconcaverollingbarrel.Therollingdiscandtherollingbarrelarerespectivelyprovidedwithraisedarc-shapedribs,therebyachievingtherollingeffect.Keywords:Freshtealeavesrolling;Rollingtray;Mainshaft目录摘要 3Abstract 4第一章绪论 51.1选题背景及意义 51.2国内外研究现状 51.2.1国外研究现状 51.2.2国内研究现状 61.3本次研究的主要内容 6第二章整体方案的设计 72.1设计参数 72.2方案的对比 72.3最终方案的确定 8第三章传动装置的设计 93.1电机的选型 93.2减速器的选型 103.2.1按齿面接触疲劳强度设计 113.2.2确定传动尺寸 133.2.3校核齿根弯曲疲劳强度 143.2.4齿轮参数和几何尺寸总结 183.3V带的传动设计 183.4轴承的选型 213.5连接键的选型 233.5.1小带轮与主轴的键连接 233.5.2揉捻盘与主轴的键连接 24第四章执行机构的设计 254.1揉捻盘的设计 254.2揉捻桶的设计 254.3主轴的设计及校核 264.3.1主轴的设计 264.3.2主轴的校核 27总结 34参考文献 35致谢 36第一章绪论1.1选题背景及意义茶叶揉捻是制茶过程中的一个重要环节，主要是通过机械作用使茶叶形成特定的形状，并破坏叶细胞结构，促进茶汁外溢，有利于后续发酵或氧化等工序，从而提升茶叶的香气、滋味和外形品质。随着科技的发展和对茶叶品质要求的不断提高，传统的手工揉捻方式已经难以满足现代生产的需求，因此，设计和优化茶叶揉捻机成为提高茶叶生产效率和质量的关键。相比传统的人工揉捻方法，使用机械设备可以大幅提高生产效率，减少人力成本，适应大规模生产的需要。人工揉捻过程中，由于操作人员技能水平的不同，可能导致产品质量参差不齐。而机械设备能够按照预设程序进行标准化操作，确保每一批次产品的质量稳定一致。茶叶揉捻机的应用有助于推动整个茶产业向机械化、自动化方向发展，提升我国乃至全球茶产业的整体竞争力。通过对揉捻机的设计与优化研究，可以更深入地了解茶叶在加工过程中的物理化学变化规律，为改进制茶工艺提供理论支持和技术保障。现代茶叶揉捻机的设计越来越注重能源的有效利用和环境保护，采用新型材料和技术降低能耗、减少污染排放，符合可持续发展的理念。综上所述，茶叶揉捻机的研究不仅对于提高茶叶生产效率和产品质量具有重要意义，同时也是推动茶产业技术进步、实现绿色发展的关键所在。1.2国内外研究现状1.2.1国外研究现状19世纪至20世纪初期，在印度等国西方人主导的茶叶种植和经营中，茶叶揉捻由手工操作逐渐转向机械操作。印度茶园经理纳尔生（J.Nelson）是早期尝试使用机器进行茶叶揉捻的先驱之一，他发明了袋形操抢机。英国工程师肯孟特（J.C.Kinmond）在1867年发明了一种由上下两个圆形木盘组成的揉捻机，这种机器对后来的揉捻机设计产生了影响。根据资料，国外茶叶揉捻机的转速存在较大差异。例如，印度的揉捻机转速较高，一般为55～70转/分；而斯里兰卡的转速较低，为40转/分；日本的转速最低，为21转/分。这些不同的转速设置反映了各地对于最佳揉捻效果的不同理解和追求，各国研究人员不断探索如何优化揉捻机的设计以提高效率和质量，包括改进揉桶形状、调整加压方式以及采用新材料和新技术等。印度：作为传统的茶叶生产大国，印度可能更加关注于适应大规模生产的高效揉捻设备和技术改进。斯里兰卡：由于其独特的气候条件和茶树品种，斯里兰卡可能会侧重于研究适合本地茶叶特点的揉捻工艺和设备。日本：以其精细加工和高品质产品闻名，日本可能会更多地投入到精细化揉捻技术的研发上，力求通过低速揉捻来保证茶叶的高质量。总体而言，国外的茶叶揉捻机研究呈现出多样化的特点，各个国家和地区会根据自己特有的茶叶类型、生产工艺及市场需求来进行针对性的研究和发展。1.2.2国内研究现状中国的茶叶揉捻机经历了从无到有，从简单到复杂，从手动到自动的发展过程。早期的手工揉捻逐渐被机械化设备所取代，随着技术进步，现代揉捻机在效率和揉捻质量上都有了显著提升。近年来，研究人员致力于提高揉捻机的自动化程度和智能化水平，例如采用先进的传感器技术和控制系统来优化揉捻过程中的压力控制、转速调节等功能，以确保最佳的揉捻效果。通过集成数字化设计方法对揉捻机进行结构改造，提高了设备的工作性能和可靠性。目前，茶叶揉捻机已广泛应用于中国各个主要产茶区域，如福建、安徽、浙江等地，成为茶叶加工不可或缺的一部分。针对绿茶、红茶、乌龙茶等不同类型茶叶的特点，开发出了适合各类茶叶揉捻需求的专业设备。总体来看，中国茶叶揉捻机行业正处于快速发展阶段，技术水平不断提升，市场应用日益广泛。未来，随着科技的进步和市场需求的变化，预计该领域将继续朝着更加高效、智能的方向发展。同时，行业内也面临着如何进一步提高设备性能、降低成本以及加强售后服务等方面的挑战。1.3本次研究的主要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)传动减速机构采用一级圆柱齿轮传动，提高传动精度；(2)采用揉捻杆的形式实现对茶叶的连续性揉捻；(3)动力源采用电动机，减少噪音，提高机构的平稳性；(4)采用棱骨式揉桶，提高成条率；第二章整体方案的设计2.1设计参数根据揉捻要求和工作场地的条件，需要进行合理的设计，满足最大生产率的要求，能极大限度的减少人员参与降低劳动成本，设计的技术参数如表2.1所示。表2.1技术参数序列名称技术规格1揉捻箱体尺寸1200*600*700mm2揉捻盘直径450mm3揉捻杆数量44揉捻转速200r/min5整体材料合金2.2方案的对比方案一：水平揉捻机水平揉捻机是由揉桶、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，如图2-1所示：图2-1水平揉捻机方案二：旋转揉捻机本次设计的茶叶揉捻机采用电机作为整体的动力装置，采用齿轮作为减速装置，减速器的输出轴与V带进行连接传动电机的输出端连接圆柱齿轮减速器，减速器的输出轴安装V带轮，通过V带与揉捻盘的主轴连接，主轴带动揉捻杆进行转动,当鲜茶叶从上方的入料口进入之后，经过旋转的揉捻盘与凹型揉捻桶的相对作用，揉捻盘和揉捻桶分别设有凸起的弧形棱条，从而实现被揉捻的效果，揉捻完之后从设备的底部完成落料，方案简图如图2-2所示：图2-2旋转揉捻装置2.3最终方案的确定通过上述方案的对比，两种结构具有不同的优势，但是综合考虑我国目前的茶叶产量较大，方案一的结构揉捻效率和产量都很低，所以需要设计一款能应对高效率生产的茶叶揉捻机，故本次设计采用方案二的结构，具体结构如下图2-3所示：1-移动轮2-出料口3-支撑架4-电机5-一级减速器6-V带传动7-主轴8-揉捻盘9-揉捻桶图2-3方案简图第三章传动装置的设计3.1电机的选型根据本次的揉捻盘转动速度为200r/min，选择的减速器的型号为圆柱齿轮减速器，减速器的末端采用V带传动进行连接，基于工作环境和负载特性，室内平稳运行条件下，选用Y系列(IP23)防护型笼式三相异步电动机即可满足需求。根据已知的茶叶揉捻机的参数结合本次设计的要求，确定出大带轮所需的工作转速：带轮工作转速圆柱齿轮减速器推荐的合理传动范围i=2~5，V带的传动比i=1~2，故电动机转速的合理范围为(3-1)查询资料可知，旋转速度为750转每分钟、1000转每分钟和1500转每分钟的电机都适合使用。在此基础上，本次初步选用同步速率为1000转每分钟和1500转每分钟的两款电机以便进行对照，详情见下方表格3-1。表格3-1两种不同的电动机方案对比方案电动机的型号额定功率（kw）电动机的旋转速度（r/min）电动机的质量（Kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L2-43150014203816.1435.382Y132S-6310009603610.912.74.04经过数据分析，发现两种方案都是合适的，但是，方案二的传动比更低。设备尺寸更紧凑，故选用Y132S-6型电机。实物图如下图3-1所示：图3-1Y132S-6电机实物图（1）总传动比的计算根据选择的电机的转速和揉捻装置主轴的转速，计算出本次设计的总传动比为：ia=nmn（2）分配传动比根据V带的传动比推荐选择：iv=1.5故减速器传动比为：i1=iai3.2减速器的选型依据参考文献，在这次的设计中，本次选择了斜齿圆柱齿轮作为减速器的内部齿轮，并将压力角α设置为20°，初始螺旋角β设置为13°，同时确定了7级的精度。在材质上，本次采用了40Cr（调质）作为小齿轮的材质，其硬度可以达到280HBS，而45号的大齿轮则是240HBS。本次将z1的数值定义为32，所以大齿轮齿数z2=z1×i=32×3.14=101。3.2.1按齿面接触疲劳强度设计1)算出小齿轮分度圆直径d1t≥32K2)选式子里的参数：①KHt=1.3②小齿轮的传递扭矩:T=83.54N•m③齿宽系数φd=1④区域系数ZH=2.46⑤查得弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥接触疲劳强度用重合度系数Zε。αt=arctantanαnααεεZε=4-εα⑦螺旋角系数Zβ。Zβ=cosβ=cos13⑧计算接触疲劳许用应力[σH]根据《机械设计手册》内图10-25d，可以确定大型齿轮的疲劳极限。σ根据《机械设计手册》内公式（10-15）计算出应力的周期性循环：NL1=60njLhNL2=NL1u根据《机械设计手册》内图10-23，可以获取接触疲劳系数。K假定失效率为1%，S的值为1，那么可以得出[σH]1=σHlim1K[σH]选择两个齿轮接触的疲劳允许应力的最低值，也就是σH3)确定小齿轮的分度圆直径。d（1）修改齿轮分度圆1)载荷测算数据预处理。①确定此次设计所需的圆周速度ν。v=πd1tn60×1000②算得齿宽bb=φdd1t=1×43.418=43.418mm2)算出实际载荷系数KH。①用系数KA=1②根据v=0.82m/s、7级精度，动载系数Kv=1③齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×83540KA×Ft/b=1×3848.17/43.418=89N╱mm<100N╱mm齿间载荷分配系数KHα=1.4通通过插值，得到了7级精度下小齿轮对称支承的齿向载荷系数KHβ=1.31。因此，获得了实际载荷系数。KH=KAK3)分度圆径据载荷系数计算d4)确定模数m3.2.2确定传动尺寸（1）算出齿轮中心距a=z1+z2选取整a=136mmβ=acosz1+z2β=12°3'24"（2）算出小齿轮以及大齿轮的分度圆直径d1=mnzd（3）算齿宽b=φdd1=65.44mm选B1=70mmB2=65mm3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度齿根抗弯疲劳标准σF=2KTYFa1)T、mn、d1不变齿宽b=b2=65YFa和YSa对应齿数当量：小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos大齿轮当量齿数：Z齿形系数Y应力修正系数Y①选载荷系数KFt=1.3②由式(10-18)，可求Yε重合度系数。αεαα上式得εβεYε③由式(10-19)，找到螺旋角系数Yβ。Yβ=1-εββ2)圆周速度v=3)宽高比b/hh=b依据v=1.234m/s的7级精度，图10-8显示了动载系数Kv=1为1。kfα的分配系数是1.4。KHβ=1.316，结合b/h=65/4.5=14.444经过查图10-13，可以得到KFβ=1.061。载荷系数K齿根弯曲疲劳极限为σ弯曲疲劳系数K选取弯曲疲劳安全系数S=1.25得σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσ比起大型齿轮，小型齿轮的抗弯疲劳性能更胜一筹，其齿根的弯曲强度也已经满足规定。4)齿轮的圆周速度v=根据计算结果，选择精度等级为7是恰当的。算出其他的尺寸(1)算出齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan*hh=(2)齿顶圆直径da1=d1d(3)计齿根圆直径df1=d1-d注：齿顶高系数3.2.4齿轮参数和几何尺寸总结根据上述相关的计算结果，将大小齿轮的参数整理到如图3-3表格内：表格3-3齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a136136齿数z32101模数m22齿宽B7065螺旋角β左旋12°3'24"右旋12°3'24"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d65.44206.56齿顶圆直径dad+2×ha69.44210.56齿根圆直径dfd-2×hf60.44201.563.3V带的传动设计皮带传动以其结构简单、运行平稳、经济实惠及减振效果显著，在机械传动中广泛应用。皮带传动的形式多样，涵盖有平面皮带传动、圆形皮带传动、V型皮带传动及多V带传动。平面皮带传动因其设计的简约性、高效率以及轮带加工的便捷性，主要运用在距离较远的皮带传递任务中；圆形皮带传动则以其简洁设计，多被应用于小型动力的传送上；V型皮带传动可传输较大动力，允许有较大的传动比率，结构更为紧实，得到广泛应用；多V带传动则因其出色的柔韧性和平稳传动大动力的能力，经常被用于对体积紧凑性有较高要求、并需要传输较大功率的场合。经过对不同皮带传动方式的特性全面分析后，为本设计选择了V型皮带传动作为传递机械能量的机构。（1）确定计算功率在运行过程中，若需传输特定额定功率P，皮带传动系统的实际输出功率可能受使用场景、工况、驱动类型及运行模式等因素影响而发生改变。为了保证该系统的可靠性和安全性，本次需要根据计算功率pca来进行设计思考。（3-25）在公式里，P是标定功率(kW)，KA代表工况系数。（2）选取V带型号参照设计要求，采用功率P和带轮的转速n1作为设计的依据，普遍采用Z类V型带。置身于两型号交叉点附近，倘若选择截面较小的带型，其弯曲应力相对较低，但所需带数增加；如果带数成为过多，那么倾向于使用一个尺码更大的型号。与此同时，选用截面较大的带型，则意味着需要较长的传动距离和更大的带轮直径，而其带数相对减少。因此，对在考虑范围内的两个型号运行性能进行评估后，再做出综合性较优选择。（3）确定带轮基准直径dd1和dd2延长带使用寿命需降低其弯曲应力，适当增大带轮直径可达到此目的，但会导致传动装置尺寸增加。通常依据V带规格，选用基准直径dd1，建议略高于规定的最低值dmin。（1）确定小皮带轮标准直径dd1。参照《机械设计手册》[1]的资料，确定小皮带轮标准直径设为dd1为90mm。（2）计算带的速率v。根据给定的公式来计算带的速率（3-26）由于带速介于5m/s~30m/s之间，所以其带速是适宜的。（3）对大带轮的基准直径进行计算，可以通过以下公式来实现（3-27）根据《机械设计手册》内公式所示，传动比是i为1.5。计算结果揭示，驱动轮的基准尺寸是135mm。4）确定中心距以及基本的长度（1）依据公式（3-28）初步选定中心距a0=500mm。（2）根据《机械设计手册》内公式（3-29）依照系列标准，本次设置了基准长度Ld为1600毫米。（3）计算出实际的中心距离a。（3-30）在443至515毫米的范围内，间距有所浮动。5）验算小带轮上的包角（3-31）6）算出带的根数z（1）计算出每一根根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和n1=305r/min，由设计手册[1]查得P0=1.334kW。依据n1=305r/min,i=1.5以及Z型带的数据，本次可以得出△P0=0.13kW。经过查阅机械设计手册，本次得出=0.925,=0.99的结果。因此（3-32）（2）确定此次设计的V带的根数z。（3-33）选取3根。7）计算一根V带的拉力最低值依照V带的参数以及Z型带的长度与质量q=0.06kg/m，可以获取以下的结论：（3-34）实际初拉力。8）计算出压轴力算出压轴力最小数值：（3-35）9）带轮结构设计带轮结构类型有很多，一般有实体的，带肋板的，穿孔的还有辐条的结构，考虑到大带轮的实际尺寸和小带轮的实际尺寸之后，大型带轮选用辐条型设计，而小型带轮则选用实体型设计。3.4轴承的选型作为机械装置的核心组件，轴承承担着支撑转轴和降低摩擦的重要功能。合理选用轴承直接关系到设备运行效率、稳定性和使用周期。以6006型深沟球轴承为例，其动态承载能力达102千牛，静态承载能力则为6.88千牛。。计算出两个轴承所受到的径向载荷和请参考图3-2a和3-2b，本次可以看到轴系的受力被划分为水平和垂直平面两个力系。图3-2轴承受力分析图根据上述图表的力学分析，可以得出：NH1=341NNH2=139NNV1=NV2=150N计算轴承当量动载荷和====计算轴承寿命因为＞，所以按照左边轴承的受力大小进行计算（3-36）3.5连接键的选型3.5.1小带轮与主轴的键连接带轮与主轴之间的键连接是一种常用的机械连接方式，用于传递旋转运动和扭矩。这种连接方式简单、可靠，广泛应用于各种机械设备中。键连接的基本原理是在轴和带轮的配合面上加工出相应的键槽，然后通过插入键来实现两者的固定连接。连接小带轮和主轴采用圆头平键，转达动力与扭矩为其主要目的。综观机械设计指南，小带轮内径大小定为26mm，经查询选择了宽度8mm、高度7mm的键断面尺寸。因为带轮的厚度是56mm，所以决定使用45mm长的A型键。如果带轮的负载均匀地分布在键槽的表面上，那么通常键的强度应达到以下标准：（3-37）在式中，—表传递扭矩，根据前述的计算，T=8.186N·m；—表键槽接触高度，k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm；—表长度，圆头平键l=L－b=45－8=37mm;—表轴直径，d=26mm；—表轮毂、轴、键中材质最差的挤压应力限值，经过查得计算（3-38）因此，键的强度达到了设计标准。3.5.2揉捻盘与主轴的键连接基于负载需求分析，主轮与转子采用平键联轴器连接。根据轴承位置直径，按标准选取了12×8mm的平键截面尺寸。轴键受力面均匀分布，平键需满足承载标准：（3-39）式中，—据前文推得，转矩T=8.186N·m，单键负荷为其半，即4.093N·m；—表键的接触高度，k=0.5h=0.5×8mm=4mm；—表键的长，平头键l=6mm;—表轴的直径，d=40mm；—表轮毂、轴、键中材质最差的挤压应力限值力，经过查得。计算根据计算结果，建的强度达到了预期。第四章执行机构的设计执行核心部件的构成主要涵盖揉捻装置、支架以及旋转轴三大关键组成部分。其结构设计关键的依据元素涉及转子旋转频率、尺寸直径、驱动电机的输出功率、传递系统以及整体设计的逻辑合理性。在整体方案的筹划过程中，设计计算后确认转子的旋转频率达到200转/分钟，直径450mm，驱动电机的输出为3千瓦。同时，还需针对轴的设计进行详细的考量，须要结合带动传递、轴承及机身框架的配合进行设计推演，并进行力学性能的验证，结构如图4-1所示：4.1揉捻盘的设计揉捻杆的安装方式为水滴旋转式，通过主轴的转动带动圆盘的转动，圆盘带动揉捻杆轴的转动，从而是实现揉捻盘的转动揉捻，设计的揉捻盘的直径D=450，揉捻长度为L=1060mm，横杆共四个，直径B=60mm，与揉捻杆宽度相同，揉捻杆与支架进行连接，揉捻杆平均分成四组，揉捻杆上设计了凸起的弧形栅条，总数及其布局形式如图4-1所示：图4-1揉捻盘总体4.2揉捻桶的设计凹形揉捻桶的设计主要是为了模仿传统手工揉捻的效果，通过特定的曲率来增加茶叶在揉捻过程中的摩擦力和翻动效果，从而更有效地破坏叶细胞结构，促进茶汁外溢，凹形揉捻桶在工作时，揉捻盘会按照一定的转速旋转，与凹形揉捻桶通过内部的凸起纹理与茶叶产生摩擦，通过调整凹形揉捻桶的高度实现揉捻盘与揉捻桶之间的间隙，从而改变压力的大小。这种摩擦不仅有助于茶叶形成所需的外形，还能帮助释放茶叶中的香气成分，提升最终产品的风味，揉捻桶的结构如图4-2所示：图4-2凹形揉捻桶4.3主轴的设计及校核4.3.1主轴的设计在规划轴的结构时，需确定其适宜的形状及完整的规格尺寸。在这个过程中，本次需要深度思考以下几个因素：轴的位置和安装方法在机械内部的布局；与轴相连的部件的种类、大小、数量以及连接方式；施加在轴上的力的种类、强度、方向和分布情况。轴的制作流程等。设计阶段，对各异状况做出针对性的分析至关重要。同时，需确保轴及其所承载的部件在精确的操作位置上保持一致，同时确保轴上部件易于安装、拆解和进行调节，并确保其良好的可加工性。必须依据轴承受的实际载荷和应力状况，采纳合适的计算手段进行轴的强度校验，并且妥善选择允许应力值。主轴之上装配了转子与微型皮带轮，二者均靠滚珠轴承和支撑架实现联结。轴与转子、小带轮之间采用键槽联接，而与支撑架则通过轴承实现连接。同时，需要在主轴的轴向上设置止动肩以定位小带轮和轴承，而小带轮的远端则通过螺帽来限制其沿轴向的滑动。综合考量了上述要素后，动力轮轴的设计结构如图3-7展示。图3-7主轴设计的主轴整体从长度为1535mm，驱动轴上的左端段设有呈螺旋形的加工部分，其目的是为了固定紧固皮带轮所在位置的螺栓及进行间隙调节的垫环。鉴于轮毂的孔径为26mm，长度为100mm，故选用M20规格的螺母以完成轴端的固定。针对右端需要安装固定轴承，且加工尺寸设为30mm。采纳的是型号6006、内部直径达30mm的深槽球轴承。确立轴承外环的准确位置考量，结合端盖构造因素，此段落长度定为62mm。在此基础上，轴与滚动轴承间采取适度过度配合方式，并规定轴径偏差为m6级标准。在轴上定位零件时，选用了键槽联接方式确保轴向位置的准确，同时也实现了相对周向位置的固定以及运动和动力的传输。小带轮与主轴之间，使用带有圆头的平键来传递旋转运动和扭矩，依据该小带轮直径尺寸，参照设计标准手册[2]选定了平键的名义尺寸为宽8mm、高7mm，键槽的制作采用铣床进行加工，其长度定为45mm。由于小带轮和轴的连接非常牢固，所以本次采取了H7/k6的匹配标准。在转子的周性定位和动力输送方面，本次也使用了平头键来完成，具体的轴段直径可参考设计指南。平键的剖面尺寸是12mm的宽和8mm的高，而键的长度被确定为12mm。鉴于揉捻盘和轴的连接是紧凑的，本次也选择了H7/k6的配合尺寸。在轴的所有倒角处理都按照1×45°进行，这样可以方便在组装过程中对轴部件进行安装。4.3.2主轴的校核1.先审核轴基，计算出最小直径，然后选择45号钢进行淬火和回火处理。根据机械设计手册[2]，取，于是得（4-1）在公式里p和n分别代表轴的功率以及轴转速。2．经结构分析，该轴径满足规范，现正进行详细检测。图3-8展示了简化的计算图。TTFNNTF1NH1NH2图3-8轴的计算简图1）计算图中各力—表根据上文带传动计算，轮轴受力是520N；T—根据之前的计算，传递扭矩是T=8186N·mm。—转轴承重大概是30kg；那么=30×10=300N；轴支撑力N是F1的50%，相当于150NNH1=520×63/183=179N，NH2=520－179=341N请参考图3-9，绘制出各个平面的受力、弯矩和扭矩。FF=520NNH1=179NNH2=341NMH=32760N·mma水平面受力分析和弯矩图a水平面受力分析和弯矩图FF1=300NN=150NN=150NMV=13725N·mmb垂直面受力分析和弯矩图T=8186N·mmT=8186N·mmc扭矩图图3-9各平面受力的分析图、弯矩图以及扭矩图图3-8和3-9呈现了d截面最危险，并已经对其总的弯矩和扭矩进行了计算。MH=32760N·mmT=8186N·mm2）按弯扭组合成应力校核轴的强度在做校验工作时，一般情况下仅对轴心承载最大弯曲力矩和转矩的截面进行强度校验。依据相关计算式以及前文计算得出的d截面的弯曲力矩与转矩值，再考虑到轴在动作过程中需要进行正反旋转，因此，产生的扭转剪切应力属于对称周期性的变动应力，此时应选取=1，由此可得轴的设计应力计算为：（4-2）45钢经调质，根据手册取。因此﹤，所以说是安全的。3）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面根据之前的研究计算，虽然b、c、g、h等几个横截面的直径比较小，且由于键槽、轴肩以及过度的配合引起的应力集中，使得轴承的耐疲劳能力降低，然而，由于它们只是受到转矩以及细微的弯矩的作用，所以不需要对这些截面的强度进行检查。关于载重和应力聚集的现象分析显示，位于c与d断面的应力呈现出最高值。由于c断面的右边和d断面的左边的直径都是一样的，相对于d断面的右端直径，c断面的左端直径更小，此外d断面承受的载荷更大，所以只要确认c断面的左边缘以及d断面的左边缘的强度就足够了。（2）截面c左侧抗弯截面系数（4-3）抗扭截面系数（4-4）截面c左侧的弯矩M是：（4-5）截面c上的扭矩T是：截面上的弯曲应是：（4-6）截面上的扭转切应力是：（4-7）轴的材质是45钢，经过调质处理。通过查询可得=640，，集中系数和可以在设计手册当中查得。因为，,通过插值后查得=2.25=1.82轴材料的敏性系数是因此，有效应力集中系数是（4-8）（4-9）经过查寻得尺寸系是数；扭转尺寸系数是。表面质量系数是轴没有强化，那么，得综合系数（4-10）(4-11)手册中的碳钢特征系数。0.1～0.2，取0.10.05～0.1，取0.05因此，本次根据设计公式来算出安全系数的值。(4-12)(4-13)(4-14)＞=2，所以安全故可知其安全。（3）截面d左侧抗弯截面系数（4-15）抗扭截面系数（4-16）弯矩M和弯曲应力:（4-17）（4-18）扭矩T和扭转切应力:(4-19)过盈配合处的，查机械设计手册[2]用插值法求出，并取=0.8，于是得：=3.16=0.8×3.16=2.53因为轴面磨削的质系数是，所以综合截面系数也是(4-20)(4-21)因此，在截面d的左侧，轴的安全系数是：(4-22)(4-23)(4-24)＞=2，因为运行平稳，轴承没有突然增加负荷和显著应力不均匀，所以说静强度的计算可以省略。设计计算完成。总结本次设计主要是对茶叶揉捻机的机械结构进行设计，从结构设计、有限元分析等方面展开研究，取得了一定的结果，主要包括：采用电机的输出端连接圆柱齿轮减速器，减速器的输出轴安装V带轮，通过V带与揉捻盘的主轴，主轴带动揉捻杆进行揉捻,计算出揉捻式的尺寸，对主要的转速和生产率进行计算，保证揉捻的效率。针对传动装置进行设计，先选择电动机的型号为Y132S-6.然后对V带传动系统进行设计计算，计算出带轮的尺寸和V带的根数，然后对连接键进行设计计算和校核，对减速器进行设计计算，保证整体的传动系统的强度满足使用的需求。选择了合适的轴承进行校核，保证轴承的强度，然后对转子、揉捻杆分别进行设计，计算出揉捻杆的数量，对主轴进行重点的设计，设计出主轴的尺寸然后进行理论性的计算校核主轴的强度，保证主轴的强度满足设计的要求，综上所述，茶叶揉捻机的结构设计也是相对复杂的，需要考虑多方面的因素并且不断的优化，相信未来的工作中可以继续优化设备，为茶叶业带来更多的便利。参考文献[1]高帅.北方茶叶生产线揉捻机组的设计与优化[D].北京工业大学，2019.[2]梁举凯.一种可实现柔性加压的茶叶揉捻机的设计与试验[J].福建茶叶.2024,(1).83-86[3]陆莹婷.有机农产品游击营销思考[J].合作经济与科技.2022,(3).7