茶葉揉捻機構的設計

1、茶葉揉捻機構設計摘 要：本文分析了中國國內外炒茶機機構的現(xiàn)狀，對未來進行了展望，設計出一種新型小型炒茶機構。 該小型炒茶機機構是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構和電動機組成。采用錐齒輪減速器和連桿回轉機構， 主要依靠三根連桿旋轉， 使揉桶在固定盤上作相對偏心 回轉運動，茶葉便在揉桶內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：一是降低了農民的勞動強度，提高了工作效率；二是揉捻的成條率高、葉細

2、胞破損率適度，質量穩(wěn)定可靠；三是為茶葉揉捻的規(guī)?；峁┝饲疤?。關鍵詞：茶葉；揉捻機構；揉桶；棱骨Sale Design of Tea Rolling BodiesAbstract: 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

3、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 pl

4、ate 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

5、 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 farmer

6、s, 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.前言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上不斷改進，向自動化、 機電一體化方向發(fā)展10采用傳統(tǒng)的人工炒制方法易造成質量參

7、差不齊，工人勞 動強度，生產率低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。國內外揉捻機械化發(fā)展概況我國茶葉加工機械起步五、六十年代，工農 84型圓茶炒干機械的研制成功， 使勞動強度大，工藝技術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、光電技術、靜電技術 和計算機控制技術等新技術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)轉變。90年代初研制成功

8、了熱源裝置與主體一體化的全金屬滾筒式殺青 機;產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； 由單一產品向系列產品發(fā)展4o現(xiàn)在我國茶葉加工機械行業(yè)已能生產紅茶初制、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5 6t茶葉至500 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品都發(fā)展成系列，可以適應不同生產規(guī)模茶農的需求。50年來

9、已產銷各類茶機45萬臺以上，裝備了產茶區(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 方茶葉花費偏好轉變的影響，以及肯尼亞等國茶葉入口的沖擊，近年來茶葉產量 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#的1.45億公斤。1公斤高品質的阿薩姆茶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

10、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）；一面也在轉變其產品結構，順 應正在產生轉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。 一些茶葉研討機構也正在抓緊 開辟下降生產成本的新技術并幫忙茶廠停止出產加工裝備的更新?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，不只臺時產量大，并且產品質量不變。茶葉加工基本上都由高度自動 化的蒸青生產線來實現(xiàn)60國內茶葉機械化未來發(fā)展方向茶文化使中國傳統(tǒng)文化的重

11、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，而且對經濟起了很好的作用，而揉捻機使茶葉生產中的一 種主要機械。21世紀，中國將實現(xiàn)茶葉生產和加工全程機械化，以滿足茶業(yè)生產規(guī)?；?經營產業(yè)化、茶葉產品多元化、茶葉質量無公害化的要求。茶業(yè)機械集機、電、 液于一體，向智能化、自動化跨越70目前國內常見的揉捻機主要有以下幾種類型目前我國茶區(qū)生產上使用的揉捻機類型很多，大小不一。按回轉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、

12、 程控型、連續(xù)型揉捻機。 2總體設計方案的擬定原理分析揉捻必須根據(jù)揉捻機的性能，葉質老嫩，勻度和殺青質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，方能 提高質量，保證優(yōu)良產品8。茶葉揉捻機是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構 和電動機組成。茶葉揉捻時依靠揉桶在揉盤上做水平回轉運動，桶內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90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，增進 茶湯的濃度，提高

13、運轉的平穩(wěn)性，降低耗電量。設計內容由于現(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量，更影響揉捻效率，因此，完全有必要對現(xiàn)有 技術加以改進。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，同時增加新的技術模塊，使之更趨完善、經濟。其具體措施如下：(1)傳動減速機構采用集體傳動，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。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

14、2)方案一(1)采用單機傳動減速機構，結構簡單、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，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Figl.The figure of programi方案二(1)采用集體傳動減速機構；(2)采用蝸桿減速傳動；(3)采用絲桿加壓機構。圖2萬案二示意圖Fig2.The figure of program2方案的比較方案一采用單機傳動減速機構，整機結構緊湊，生產、使用、檢修均比較靈活，方案二采用集體傳動減速機構，則整機的結構性不是那么好！；方案一采用絲桿加壓機構，加壓原理簡單，揉捻成條性能較好，多用于小

15、型采用揉捻機， 方案二采用絲桿加壓機構，加壓機構的絲桿螺母易磨損；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總體結構設計總體結構總體結構分為以下幾個部分(如圖 3所示)：(1)電動機：選用Y80M2B相異步電動機11。(2)減速機構：減速機構主要由兩個錐齒輪、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根新月形棱骨圖3茶葉揉捻機結構圖Fig3 The principle figure of the

16、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，該機構是通過電動機驅動皮帶傳動，在 通過圓錐減速換向裝置將其帶動曲柄轉動在有曲柄(回轉臂 )來帶動揉桶，在揉 盤上做水平回轉運動(或揉桶和揉盤作相對回轉運動)。茶葉在揉桶內反復翻轉、揉搓、卷壓、使揉緊條索、揉壞細胞、擠出茶汁，達到揉捻的要求。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.轉臂軸7.揉桶1. Electric machine 2.sheave 3.high speed shaft4.angle gear 5.principal a

17、xes 6.tumbler axes 7.knead cask2.3各執(zhí)行機構主要參數(shù)的初步確定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減速機構所需速 n=168r/min所需功率P2=0.24Kw揉盤揉盤外徑為478mmg盤板面上均布12根棱骨。揉盤傾斜度6。揉桶揉桶外徑為D=250mm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Y80M郵號三相異步電動機11，其特征如表：表2電動機的型號Table 2 the type of the electromotor電動機型號額定功

18、率輸出轉速質量Y80M20.25Kw 640r/min 16Kg2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉速的計算分配各級傳動比時應考慮的問題：(1)各級傳動比機構的傳動比應在推薦值的范圍內，不應該超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其機構緊湊120(2)應使各級傳動的機構尺寸協(xié)調、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，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

19、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， 當高速級傳動比過大時，就可能產生這種情況。除考慮上訴幾點還要理論結合實 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。電動機的滿載轉速為640rad/min ,要求的輸出為60rad/min,則總傳動比為：imnm 640=n 60:10,57V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=3

20、.8第二級齒輪傳動傳動比i2 =2.81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，各軸轉速為:n0 =nw =640rad / min(2)n1 =n =640- 3.8 =168rad / minii(3)2.4.2各軸輸入功率的計算機械效率分布如下：V帶傳動，=0.96 ;滾動軸承” 2 = 0.99 ；圓錐齒輪傳動 %=0.96。各軸輸入功率按電動機額定功率計算，各軸輸入功率即： P0 = PW = 0.25kwP =P0 =0.24kwP2 = R 2 3 =0.24 0.99 0.96 = 0.23kw2.4.3各軸轉矩的計算 TOC o 1-5 h z Pc0.25T

21、0 =9550 0 -9550=3.73N mn0640(7)P0.24T1 =9550 1 =9550 13.64N mn1168(8)P0.23T2 =9550 2 =9550=36.61N mn260(9)3主要零件的選擇和設計皮帶輪的設計根據(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生更大的摩擦力。 再加上V帶傳動允許傳動比較大，結構緊湊，以及V帶已標準化并且大量生產

22、的 特點，所以這里高速軸傳動選用 V帶輪傳動。確定計算功率Pca通過查詢參考文獻12表87查得&=1.1 ,故Pca =KaP =1.1 0.25 =0.275Kw(10)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,小帶輪轉速ni=640r/min,d di=50-71mm因止匕，可以選擇 SPZffl V帶。確定帶輪的基準直徑dd1和dd2根據(jù)結構以及傳動比需要,初取主動輪基準直徑 d354mm隊動輪基準直徑 dd2=id di=3.8 x 54=204mm1S公式 V1 =j1dd

23、1nl / 60父 1000 = 1.81m/ sVmax 普通 V帶 Vmax=25-30m/因此帶的速度合適。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0.7 (dd1+ck) a02 (dd1+ck)初步確定中心距 a0 =250mm 由式：Ld 之 2ao +上(dd1 +dd2) + (dd2 -dd1) 之 833.185mm(11)24a0參考文獻12表8-2選帶的基準長度Ld = 800mm 計算時間中心距 )a ： a0 (Ld - Ld)/ 2 = 250 (800 - 833.185)/ 2 = 236.22mm(12)驗算帶輪上的包角巴57

24、.3 TOC o 1-5 h z 口1 X180(dd2 dd1)= 180 57.3 (204 54)/236 = 143.45 之 120(13)a取;1 =143計算帶的根數(shù)P Zca(Po+AP)(Ki(14)其中 P0 =0.082, P =0.017, Ka =0.896,K1 =1.03(0.082 0.017) 0.896 1.03(15)= 3.0099(16)0.275計算預緊力% 根據(jù)參考文獻12中8-27公式代索q，F(xiàn)0 =500(2.5 -Q +qv2K 2V得2.52= 500 (-1) 0.275/(3 6) 0.06 62 =15.83N0.896計算帶傳動的壓

25、軸力FP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FP ,根據(jù)公式：1143.45Fr =2ZFsin 1 =2 3 15.83 sin=90.19N22(17)算得 Fr =90.19N帶輪的結構設計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構由 于大皮帶輪的Di=172-26 =146之100，所以采用孔板式。使用經過動平衡實 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bd = 8.5mm;基準線上槽深h1amin -2.0mm;基準線下槽深hfmin = 7.0mm;槽間距e =12 mm;第一槽對稱面至端面的距離f =8m

26、m;最小輪緣后c.min = 5.5mm; TOC o 1-5 h z 帶輪寬 B =(z -1)e 2 f =40mm;(18)外徑 da1 =dd 21% =54 2 2 = 58m(19)da2 = dd 2h2 = 204 2 2 = 208mm;(20)輪槽角,1 =34 ; - 2 =38d1 =(1.82)d =26mm;(21)L=(1.52)d=2 13=26mm;(22)其尺寸在帶輪上可以參見下圖5:9Q0OUE cood圖5皮帶輪結構圖Fig5 The assemble programe of the belt pulley帶的張緊裝置各種材質的V帶都不是完全的彈性體，在

27、預緊力的作用下，經過一段時間的 運轉后，就會由于塑性變形而松弛。使預緊力F。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 o直齒圓錐齒輪的設計計算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構，采用二級減速機，大小 齒輪都選用45號鋼。小齒輪調質處理，用=22。-24。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：6Hm = 540MPa 庫仙=210MPa 1而 2 = 180MPa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) 乙=20

28、,大齒輪齒數(shù)Z2 = 2.81 X 20 = 56.2,取Z2 =57 則齒數(shù)比：Zc57 TOC o 1-5 h z u = Z2 = 20 = 2.85 (與設計要求誤差不大于工5%)(23)(2)按齒面接觸疲勞強度計算R0.24T1 =9550=9550 ：13.64N mni168(24)直齒錐齒輪的載荷系數(shù)為K = KaK8,其中使用系數(shù)查表10-2得KA = 1.0, 齒向載荷分布系數(shù)K： = 1.2,錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)通常取 0R = 0.25 0.35,這里我們取0R = 0.3。小齒輪的直徑Dfe1T1KAK ;u:?R( .Hlim )(1 夕5、R)2.(25)1140

29、313.641 1.22.810.354020.852:51.55mm大端模數(shù) m =4！ = 5155 = 2.575,(26)Z120大齒輪的直徑Dfe2=Z2m = 57 2.575 = 146.775mm(27)、f1 = arc tg=arc tg 19.33 ,fe 1Z257、.fe2 u 90 一 19.33 o = 70.67 :D .5155錐距 r = fJ = 5155 = 77.868 mm2 sin、fe1 2sin 19.33(28)(29)齒寬 b = 一 rR = 0.377.68623.36 mnp SHlim 安全二 H(2)按齒根彎曲疲勞強度校核Zdn1

30、 = -Z = 20 =21.125 cos f1 cos 19.33Zdn2 = Z = -577 = 172.201 cos、f 2cos 70.67(35)(36)(37)查參考文獻12表10-5得齒形系數(shù)*a及應力校正系數(shù)YSaYra1 = 2.8, YFa2 = 2.292Ka1 =2.8, Ka2 = 1.721按無限壽命計算查圖9-16得丫 = 1齒根危險截面的彎曲應力公式為。鬻（38）二F1FmEYYF1bm(1 -0.5 . r)1622.57511.11.223.362.275(1 - 0.50.3)2.8=45.004 MPO40)(41) TOC o 1-5 h z Y

31、F22.298- _-1f2 = F1 - 45.004 = 36.935 MPaYF1 F12.8YM二Flim1 =1 N 1 135.484 MPa(42)Ysa1SF1F lim 2YNYX=104.59 MPa(43)二 Flm1 = 135.484；F1 - 45.004=3.01 Sf min = 1 (查表 9-31)安全(44)SF2二 F lim 2104.5936.935=2.832Sf min = 1 （查表 9-31 ）安全（45）軸的設計計算高速軸的設計計算(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,調制處理。根據(jù)

32、表 15-3,取慶=103，由 P1 = 0.24kw n1 = 168r / min通常實際最小軸徑d dmin,圓整后取d = 13mm(2)軸的結構設計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D = 22mm L = 25mmB、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

33、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Q2 = 26mm根據(jù)設計要求可得出D23 = 22mmD34 = 20mmD5 = 16mmQ6 = 13mm又由于軸的結構設計及齒輪寬度為 21mm 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：(g)圖7軸的載荷分析圖F

34、ig7 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矩為T, = 13.64 N/mdm! = 39mmet = 20, 61 = 19.33 :那么作用在圓錐齒輪上的 圓周力為：2T22 13.64 N m . TOC o 1-5 h z F =2 =電 699.5 N(47)dm10.039 mF = F tan =699.5 tan 20 = 254.6 N(48)作用在圓錐齒輪上的徑向力為： 一一Fr = F cos、1 = 254.6 cos 19.3

35、3 = 240N(49)作用在圓錐齒輪上的軸向力為：Fa = Fsin 1 = 254.6 sin 19.33 = 84.3 N(50)由靜力平衡方程%MA= 0-150F173FNH2 = 0“MC= 0-173FNH123F =0(51)可求得 Fnh1 = 93NFnh2 = 606.5N作彎矩圖：集中力FNH作用于A點，梁在AB和BC段的彎矩AB段取距A點距離為X1則彎矩Mab = Fnhi % = 93 Xi(52)BC段取距B點距離為X2 ,則彎矩Mbc = Fnhi (%150) - F X2(53)彎矩圖如圖7 (c)所示：顯然有 MH = 13950NimG分析軸所受的垂直分

36、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 TOC o 1-5 h z “MA= 0-150Fr173FNV2 - Ma= 0“MC= 0-173FnV123Fr - Ma=0(54)升上一FaD84.3 39一其中 Ma = = = 1643.85 N mm(55)22可求得 FnV1 = 22.405NFnV2 = 217.59N作彎矩圖：集中力Fnm作用于A點，梁在AB和BC段的彎矩，AB段取距A點距離為4 ,則彎矩Mab = FnV1父X = 31.9父XBC段取距 B 點距離為 X2,則彎矩 Mbc = FnV1 x (X2 + 150) + Fr m X2 +

37、 Ma (56)彎矩圖如圖7 (e)所示：顯然有 M/1 = 3360.75Nam MV2 = 5004.57N和mD總彎夕!見圖6 (f) TOC o 1-5 h z M1=M+1Mzi= J139502+ 3360.75 2 = 14349.12 N 和m(57)M2=JMh+1Mz2= 39502+ 5004.57 2 = 14820.53 N 和m(58)E、作扭矩圖總的扭矩圖如圖7 (g)所示：T=13.64 NmF、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12中式15-5及以上所算的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭

38、轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 =0.6，軸的計算應M2 (工)214820.53 2(0.613640)2(59);la = -13 = . MPa = 15.9 MPacaW0.1223前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得仃,j = 60MPa因此 0ca 。,故安全。3.3.2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dmin=A0 后(60)2、確定公式內的各種計算數(shù)值選軸的材料為45鋼，根據(jù)參考文獻12表15-3,取A = 103,由前面的設計算得P3 = 0.23 kw、n3 = 60r / min3、設計計算P0.2

39、3 一dmin = Aj/n- = 103 父 360-mm= 162 mm(61)通常實際最小軸徑d dmin,圓整后取d = 18mm(2)軸的結構設計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。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

40、承段的直徑d=35mm由軸承產品目錄中初步選取 36208BG292 - 8314,其尺寸為d M D M B = 35 M 72 M 17。又由于該主軸要承受很大的軸向力，故根據(jù)結構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由軸承產品目錄中初步選取38214GB301 - 8414，其尺寸為d x D xT =35m62m 12.5。因此可算得3-4段的直徑D34 = 40mm又由于軸的結構設計，故得各段長度如圖8所示，直徑D12 = 30mmD56 = 30mm? 1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

41、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矩為T3 =36.61N和，根據(jù)小圓錐齒輪的相關數(shù)據(jù)： TOC o 1-5 h z F = 699.5 N, F一 = 240N, F 84.3 N t 1r1a 可以得到大圓錐齒輪的相關數(shù)據(jù)：R = 699.5N, Fr2 = 84.3N, Fa2 = 240N。由靜力平衡方程MB = 016Ft2 +143FNH2 =0(62) ME = 0-159F2 - 143FNH1 = 0(63)可求得 FNH1

42、 = 777.77N,FNH2 = 78.27 N作彎矩圖：集中力FNH1作用于B點，梁在AB和BE段的彎矩AB 段取距A點距離為X1 ,則彎矩Mab =弓2 Mxi = -699.5 x X1(64)BC 段取距B點距離為X2 ,則彎矩Mbc = F2 Mg + 16)十 Fnm x X2(65)彎矩圖如圖7 (c)所示：顯然有MH = 11192.61N如3、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： MB = 0143FNV2 + 16Fr -嵋=0(66) ME = 0-143FNV1 + 159Fr -嵋=0(67)升上一FaD240 1

43、08一其中 Ma = -a-= - =12960N 打(68)可求得 FNVi =3.1NFnv, = 81.19N(69)作彎矩圖如圖7 (d)所示：集中力FNV1作用于A點，梁在AB和BC的彎矩AB段取距A點距離為,則彎矩Mab = Fr MX1 +Ma(70)BC段取距B點跑離為X2 ,則彎矩Mbc =韋 m(X2 十 16)十 Fnh XX2上3，于修J b.L 2F ：-退 一 工 n . Lr -3*4 Tp 占串中 I* * 1/ rffiinpnnpTmar* n & f(c)%*rCb-k一JIf.(d)II 1門口Rhliil(ft-r.i=j 一(e)十嵋(71)Fr I

44、 F 一L ,，f 1 |F.M.TFS rZL 一工*.r5一v M(g)彎矩圖如圖7 (e)所示：故有MV1 = 12958.81 NmnT = 36.31 N卻MV2 = 11610.17Nm4、總彎矩見圖6 (f)M1 = JMh + 1Mzi = J11192.61 2 + 12958.81 2 = 17123Nm(72)M2 = JMh - MV2 = J11192.61 2 + 11610.17 2 = 16127Nm(73)5、作扭矩圖總的扭矩圖如圖7 (g)所示：T = 36.31 N。= 36310N卻m6、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

45、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 =0.6,軸的 計算應力M2(二丁3)2171232 (0.636310)2= -3 = z MPa= 6.46 MPa (74)ca3W0.135前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60MPa因 此Oca 故安全。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 P = JFNH2 + FNV2 = ,606.5 2 + 217.59 2 = 644.35 N (75)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：Lh

46、= 102004 = 8000h右軸承所需的基本額定動載荷C= 644.35 31060 m 60 m 8000106二 2404.84 N(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Cr = 11.2KN 因此，C :二Cr ,故安全。同理左邊軸承C :二Cr ,也安全。3.4.2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 P = . FNhiFnvi =.、777.77 23.1 2 = 777.78 N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：、, =102004 = 8

47、000h其所需的基本額定動載荷J60nLh60 父 60 父 8000(77)C =叩寸=777.78 V=3 N查軸承手冊可知，36207型軸承的額定動載荷Cr = 23.5KN。因此，C Cr ,故 安全。同理右邊軸承C :二Cr ,也安全。鍵的設計設計與校核高速軸上聯(lián)接的鍵的校核已知裝小圓錐齒輪處的軸徑d = 22mm主軸上的轉矩是13.64 Ngm,載荷有 輕微沖擊。（1）選擇鍵聯(lián)結的類型和尺寸一般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）6。根據(jù)d = 22mm,從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b = 6mm高度h = 6mm

48、由輪轂寬度并參考鍵的長度系列， 取鍵長L = 20mm （比輪轂寬度要小 些）。（2）校核鍵聯(lián)結的強度鍵、蝸桿和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2查得許用擠壓應力，=100 120MPa取其平均值， 回=110MPa鍵的工作長度l =L-b/2 = 20-6/2 = 17mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0.5h =0.5 父 6 = 3mm 由公式 6-1 可得：=24.314 MPa(78)2T103 _ 2 13.64103kld -3 17 22鍵的標記為：鍵 6 M 20 GB/T 1096-1979。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

49、轉矩 T = 3.73 N0,載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯(lián)結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)？8。(2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、電機軸和帶輪輪轂白材料都是鋼，由表 6-2查得許用擠壓應力%p = 100 120MPa取其平均值?？趐 = 110MPa l =Lb/2=225/2 = 19.5 mm(79)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k = 0.5h = 0.5 x 5 = 2.5 mm1由公式6-1可得：2T103kld2 3.7310325221

50、310.434 MPa p = 110MPa(80)鍵的標記為：鍵 C 5 x 22 GB/T 1096-1979。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190假如在某一個瞬時，揉桶壁白推力R如圖10所示，推動揉捻葉在桶內運動。 這時產生了揉盤表面，揉盤上的棱骨和揉盤盤面凹面的反作用力的合力R和揉桶蓋所加壓力與茶葉本身的重力之和，稱之為正壓力上述諸力的綜合作用，形成了揉捻葉在桶內向上翻轉運動的翻轉作用力 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

51、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及等級。由于揉捻葉在桶內運動，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。翻轉作用力Q是向上的，所以茶葉能向上翻轉。在強壓區(qū)周圍為搓 揉區(qū)。茶葉在搓揉區(qū)內的運動速度較快，壓力較小，搓揉卷曲力較大，宜于茶葉 揉捻成條，茶葉在Q力的作用下，運動到桶上部以后，借茶葉本身的重力和慣性 力的影響，向前下方散落到揉盤底部，這個區(qū)稱之為散落區(qū)。隨著揉桶繼續(xù)回轉，

52、茶葉又經搓揉區(qū)進去入強壓區(qū)，周而復始，不停運動，就形成了揉搓葉的運動規(guī) 律。揉捻葉在這種規(guī)律的運動下，逐步卷曲成條，揉成條索，擠出茶汁以達到揉 捻的要求20。I圖10揉捻機作用力Fig10 The agent of twisting machineR1揉桶側壁的推力 R2棱骨和盤面凹部的反作用力N正壓力Q揉捻葉向上翻轉的作用力Rl.the thrust of knead cask parietal R2.the counterforce of the both genial and tray face valleyN.positive Q.twisting leaf resupinate ag

53、ent潤滑與密封因運動副問存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過程，其結果必會存在能量的損 耗和摩擦表面物質的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失, 降低材料的消耗，這里采用潤滑，下面是各運動副的潤滑方式。滾動軸承的潤滑高速軸上的滾動軸承由于轉速相對來說比較高，由dn = 20父168 = 3360 c 25父103，且此軸承安裝在閉式齒輪傳動裝置中，因此選用油潤滑中的飛濺潤滑較為合適，查機械設計課程設計中表 16-1 ,選用 全損耗系統(tǒng)用油代號為L - AN15,適用于小型機床齒輪箱、傳動裝置軸承，中小 型電機，風動工具等。主軸上的軸承由于轉速都不太高，由dn = 35父60 = 2

54、100 5父104 ,且也不好設計油溝，在此，采用脂潤滑，查參 考文獻19表16-4,選用鈣基潤滑脂代號為1號，因具有較好的抗水性，適用 于工業(yè)、農業(yè)等機械設備軸承的潤滑，特別是有水或潮濕的場合。錐齒輪的潤滑為了改善齒輪的工作狀況，確保運轉正常及預期的壽命，且齒輪副為開式齒 輪，通常用人工周期性加潤滑油，選用全損耗系統(tǒng)用油，牌號選用L-AN10Q主要缺點和有待進一步改進的地方缺點:(1)還需人工調節(jié)，勞動強度較大(2)該機是間歇性工作，工作效率不是很高有待進一步改進的地方：(1)采用自動加壓裝置(2)采用連續(xù)型揉捻的機構(3)手動出茶裝置還需進一步的改進4結論這次畢業(yè)設計是我對大學的全部基礎專

55、業(yè)課的一次深入的綜合性的復習，也是一次理論結合實踐的訓練，因此，它在我們大學生活中占有很重要的地位。 通 過這次畢業(yè)設計對自己的四年大學生活做出總結，同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉了自己的分析問題、解決問題的能力，為今后自己的工作和生 活打下一個良好的基礎。此次畢業(yè)設計是綜合運用了本專業(yè)知識， 分析并解決設 計中所遇到的問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學知識。通過這次設計實踐，是 逐步樹立了正確的設計思路，增強了創(chuàng)新意識，熟悉并掌握了機械設計中的一般 規(guī)律和方法，培養(yǎng)了我的分析問題解決問題的能力。 通過設計計算、繪圖以及運 用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，使我進行了較全面的機械設計基 本技能的訓練。另外通過此次設計使我領悟出機械設計的一般進程：設計準備、 傳動裝置總體設計、傳動零件