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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 2 Sale Design of Tea Rolling Bodies Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University Changsha 410128 Abstract This paper analyzes China s 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 1 ABSTRACT 2 目 錄 3 1 前言 5 1 1 選題研究意義 5 1 2 國內外揉捻機械化發(fā)展概況 5 1 3 國內茶葉機械化未來發(fā)展方向 6 1 4 目前國內常見的揉捻機主要有以下幾種類型 6 2 總體設計方案的擬定 7 2 1 原理分析 7 2 1 1 目的 7 2 1 2 設計內容 7 2 1 3 方案選擇 7 2 1 4 方案的比較 9 2 2 總體結構設計 9 2 2 1 總體結構 9 2 2 2 傳動路線 10 2 3 各執(zhí)行機構主要參數的初步確定 11 2 3 1 加壓裝置 11 2 3 2 減速機構 11 2 3 3 揉盤 11 2 3 4 揉桶 12 2 3 5 電動機的選擇 12 2 4 傳動裝置的運動和動力參數的計算 12 2 4 1 各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉速的計算 12 2 4 2 各軸輸入功率的計算 13 3 主要零件的選擇和設計 14 3 1 皮帶輪的設計 14 3 1 1 確定計算功率 Pca 14 3 1 2 選取帶型 14 3 1 3 確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2 14 3 1 4 確定窄 V 帶的基準長度 Ld 和傳動中心距 a 14 3 1 5 驗算帶輪上的包角 1 15 3 1 6 計算帶的根數 15 3 1 7 計算預緊力 0F 15 4 3 1 8 計算帶傳動的壓軸力 PF 15 3 1 9 帶輪的結構設計 16 3 1 10 帶的張緊裝置 17 3 2 直齒圓錐齒輪的設計計算 17 3 2 1 選擇齒輪的材料 17 3 2 2 簡化計算初步選定主要參數 17 3 2 3 校核計算 18 3 3 軸的設計計算 20 3 3 1 高速軸的設計計算 20 3 3 2 主軸的設計計算 24 3 4 軸承的校核 28 3 5 鍵的設計設計與校核 28 3 5 1 高速軸上聯接的鍵的校核 28 3 5 2 電機上聯接的鍵的校核 29 3 6 茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析 30 3 7 潤滑與密封 31 3 7 1 滾動軸承的潤滑 31 3 7 2 錐齒輪的潤滑 31 3 8 主要缺點和有待進一步改進的地方 31 4 結論 33 參考文獻 35 致 謝 36 5 1 前言 1 1 選題研究意義 在各方面日益現代化的今天 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 1 采用傳統(tǒng)的人工炒制方法易造成質量參差不齊 工人 勞動強度 生產率低 2 難以形成規(guī)模效益 為改變這種現狀 研制小型的茶 葉加工機械迫在眉睫 3 1 2 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 4 現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年來已產銷各類茶機45萬臺以上 裝備了產茶區(qū)數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 6 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年的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 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 的更新換代 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 6 1 3 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 7 1 4 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 程控型 連續(xù)型 揉捻機 7 2 總體設計方案的擬定 2 1 原理分析 揉捻必須根據揉捻機的性能 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 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 增 進茶湯的濃度 提高運轉的平穩(wěn)性 降低耗電量 2 1 2 設計內容 由于現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 現有技術加以改進 此次設計是在現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 2 1 3 方案選擇 為了實現預定的功用 有兩套方案可以實現 參見圖 1 圖 2 8 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 Fig1 The figure of program1 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 方案二 示意圖 Fig2 The figure of program2 9 2 1 4 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 方案一10 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 2 2 總體結構設計 2 2 1 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 Y80M2 三相異步電動機 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 10 圖 3 茶葉揉捻機結構圖 Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine 2 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 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 轉臂軸 7 揉桶 1 Electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 angle gear 5 principal axes 6 tumbler axes 7 knead cask 2 3 各執(zhí)行機構主要參數的初步確定 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 所需轉速 n 168r min 所需功率 P2 0 24Kw 2 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 12 2 3 4 揉桶 揉桶外徑為 D 250mm 2 3 5 電動機的選擇 根據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 輸出轉速 質量 Y80M2 0 25Kw 640r min 16Kg 2 4 傳動裝置的運動和動力參數的計算 2 4 1 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 12 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 1 6401 57 mni V 帶傳動比常用圍是 i 2 5 圓錐齒輪傳動比的范圍是 i 2 3 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 各軸轉速為 2 064 min wnrad 3 1 3 81 iri 2 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 96 20 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 23kw 2 4 3 各軸轉矩的計算 7 00 595 7640PTNmn 8 11 213 8 14 9 220 39506 1PTNmn 3 主要零件的選擇和設計 3 1 皮帶輪的設計 根據設計可知 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 8 7 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 5 2 5 倍 因此這里選用窄 V 帶 根據 Pca 0 275Kw 小帶輪轉 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 根據結構以及傳動比需要 初取主動輪基準直徑 dd1 54mm 從動輪基準直徑 dd2 idd1 3 8 54 204mm 按公式 普通 V 帶11 max 601 8 dVns Vmax 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 根據參考文獻 12 中 8 20 公式 15 0 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 m 3 1 5 驗算帶輪上的包角 1 13 12157 380 8057 3 24 3614 520 da 取 43 3 1 6 計算帶的根數 14 01 caPZK 其中 820 7 1 896 03aK 故 15 5 0 1 3 Z 取 3 3 1 7 計算預緊力 0F 根據參考文獻 12 中 8 27 公式 16 20 2 5 KFqvz 得 20 2 2 5 1 0 7 36 0 15 83896 ZVN 2 10120 2 3 4 dddLa 16 3 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 根據公PF 式 17 10 143 52sin235 8sin90 2 rFZN 算得 9 rN 3 1 9 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 所以采用孔板式 使用經過動平衡實1726140 Dd 驗處理 輪槽工作表面要精細加工 12 13 具體設計參數如下所示 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 皮帶輪結構圖 Fig5 The assemble programe of the belt pulley 3 1 10 帶的張緊裝置 各種材質的 V 帶都不是完全的彈性體 在預緊力的作用下 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 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 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 lim540MPa lim120FPa lim2180FMPa 3 2 2 簡化計算初步選定主要參數 直齒圓錐齒輪傳動時以大端參數為標準值的 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 1 選取小齒輪齒數 大齒輪齒數 取120 Z 2 81056 2 Z 57Z 則齒數比 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 68 PTNmn 直齒錐齒輪的載荷系數為 其中使用系數查表 10 2 得 AK 1 0 AK 齒向載荷分布系數 錐齒輪傳動的齒寬系數通常取 這里我們取0 25 3R 3R 小齒輪的直徑 25 1lim31 4AHTKfeuD 2264 51 m2 80 58 大端模數 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 b 23b 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 19 8 EZMPa 19 根據圖 10 8 取動載系數 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 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 及應力校正系數FaYSaY1 8 FaY 2 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 0tFaFKPYbm 1162 571 2 845 0 0 5 3 0 3 tmAVFFRKY MPab 41 21984 0 9 FF MPa 42 limli1135 NXFsaY 20 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 F 3 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 調制處理 根據表 15 3 取 由 013 A 0 24Pkw168 minnr 故 46 133min0 24 68pdAm 通常實際最小軸徑 圓整后取mind 13d 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 shaft 2 根據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 21 B 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 根據設計要求可得出 126 Dm 23Dm 又由于軸的結構設計及齒輪寬度為 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 load B 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 那么作用在圓錐齒輪上的2113 64 39 20 19 3 mTNd A 圓周力為 47 21 64 5tmNF A 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 0AM 2501730tNHF 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 1BNHM BC 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 13950HMNm A C 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 0AM 21530rNVaF 54 C7rM 其中 55 84 9164 852aDm A 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 1F AB 段取距 A 點距離為 則彎矩X113 9BNVFX BC 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 57VNm A D 總彎矩見圖 6 f 57 22113950 439 1HVM 22 80A 58 E 作扭矩圖 總的扭矩圖如圖 7 g 所示 13 64TNm A F 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 根據參考文獻 12 中式 15 5 及以上所算的數據 以及軸單向旋轉 扭 轉切應力為脈動循環(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 調質處理 由表 15 1 查得 因此160a 故安全 1 ca 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 13min0pdA 60 2 確定公式內的各種計算數值 選軸的材料為 45 鋼 根據參考文獻 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mind 8d 2 軸的結構設計 1 擬定軸上各零件的裝配方案 2 根據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) 根據實際情況 合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑 實現曲柄的運動 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 axes b 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 并根據軸承段的直徑 d 35mm 由軸承產品目錄中初步選取 其尺寸為 又由于該主軸要承受143620893 BG 35721dDB 很大的軸向力 故根據結構特征還安裝只承受軸向力的推力球軸承 參照工作 要求并根據軸承段的直徑 d 35mm 由軸承產品目錄中初步選取 其尺寸為 因此可算得 3 4 段的141 6 T 直徑 又由于軸的結構設計 故得各段長度如圖 8 所示 直徑340Dm 151256 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矩為 根據小圓錐齒輪的相關數36 1TNm A 據 11169 5 240 8 t raFNF 可以得到大圓錐齒輪的相關數據 22 3 t raN 由靜力平衡方程 26 0BM t2216430NHF 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1 AB 段取距 A 點距離為 則彎矩X 21169 5BtM 64 BC 段取距 B 點距離為 則彎矩2 212 Ct NHFXFX 65 彎矩圖如圖 7 c 所示 顯然有 9 61MNm A 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 0BM 214360NVraF 66 E159raM 67 其中 2408260aFDNm A 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1NVF AB 段取距 A 點距離為 則彎矩1 X 1BraM 70 BC 段取距 B 點距離為 則彎矩2 27 212 6 BCr NHaMFXFXM 71 a c d e f g 彎矩圖如圖 7 e 所示 故有 12958 VMNm A36 1T A 607 4 總彎矩見圖 6 f 2211 HVM A 28 72 222219 610 761HVMNm A 73 5 作扭矩圖 總的扭矩圖如圖 7 g 所示 3 3TAA 6 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 根據參考文獻公式 15 5 及以上所算的數據 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 調質處理 由表 15 1 查得 因此 故安全 160Pa 1ca 3 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 r rC 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 2217 3 17 8NHVPFN 29 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 rC 3 5 鍵的設計設計與校核 3 5 1 高速軸上聯接的鍵的校核 已知裝小圓錐齒輪處的軸徑 主軸上的轉矩是 載荷有2 dm 13 64NmA 輕微沖擊 1 選擇鍵聯結的類型和尺寸 一般 8 級以上精度的吃了有定心精度要求 應選用平鍵聯接 由于齒輪不 在軸端 故選用普通圓頭平鍵 A 型 156 根據 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 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 620 3 5 2 電機上聯接的鍵的校核 已知裝皮帶輪處的軸徑 d 13mm 皮帶輪輪轂寬度為 26mm 需傳遞的轉矩 30 載荷有輕微沖擊 3 7TNm A 1 選擇鍵聯結的類型和尺寸 選用普通單圓頭平鍵 C 型 根據 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 10 2 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 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 31 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 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 圖 10 揉捻機作用力 Fig10 The agent of twisting machine R1 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 R1 the thrust of knead cask parietal R2 the counterforce of the both genial and tray face valley N positive Q twisting leaf resupinate agent 3 7 潤滑與密封 因運動副間存在摩擦 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 3 7 1 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 且此軸承安裝在閉式齒輪傳動裝置中 因此32016830251 nd 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 32 全損耗系統(tǒng)用油代號為 適用于小型機床齒輪箱 傳動裝置軸承 中小15LAN 型電機 風動工具等 主軸上的軸承由于轉速都不太高 由 且也不好設計油溝 在此 采用脂潤滑 查4356020nd 參考文獻 19 表 16 4 選用鈣基潤滑脂代號為 1 號 因其有較好的抗水性 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 3 7 2 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 AN100 3 8 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 33 4 結論 這次畢業(yè)設計是我對大學的全部基礎專業(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 傳動零件設計計算 裝配圖設計 零 件工作圖設計 編寫設計說明書 在設計過程中 在獨立完成的同時 還有及 時跟指導老師進行溝通和請教 每個階段完成后要認真仔細檢查 有錯誤要認 真修改 精益求精 畢業(yè)設計的每個階段都是相互聯系的 設計時 零 部件 的結構尺寸不是完全由計算確定的 還要考慮結構 工藝性 經濟性以及標準 化 系列化等要求 由于影響零 部件尺寸的因素很多 隨著設計的進展 考 慮的問題要更加全面和合理 故后階段設計要對前階段設計中的不合理結構機 型必要的修改 所以 設計要邊計算 邊畫圖 反復修改 設計計算和繪圖是 交替進行的 在設計中要貫徹標準化 系列化與通用化可以保證互換性 降低 成本 縮短設計周期 這是機械設計應遵循的原則之一 也是設計質量的一項 評價指標 在設計中應熟悉和正確采用各種有關技術標準與規(guī)格 盡量采用標 準件 并應注意一些尺寸需要圓整為標準尺寸 同時設計中應減少材料的品種 和標準件的規(guī)格 畢業(yè)設計是每一個大學生的必修課 它要求每個人獨立思考問題 并將在 大學期間所學的知識運用在實踐中 并對知識進行歸類和深化 能夠多方面的 提高學生的能力 為進入社會做足準備 通過本次畢業(yè)設計 使我運用各種機 械繪圖軟件的技能得到了很大的提高 也正是運用了這些繪圖軟件 才使得我 的整個設計過程大大簡化了 設計的速度也得到了很大的提高 通過這次畢業(yè) 34 設計 我學到了很多東西 取得了一定的成績 但同時也存在一定的不足和缺 陷 我想這都是這次設計的價值所在 以后的日子 我應該更加努力認真 以 冷靜沉著的心態(tài)去辦好每一件事情 感謝各位老師的教導和關系 特別向指導 老師高英武老師表示感謝 感謝高老師對我細心地指導 通過幾個月的努力 我相信此次畢業(yè)設計一定能為四年的大學生涯劃上一個圓滿的句號 35 參考文獻 1 6CR 55 型茶葉揉捻機 J 中國茶葉 1979 01 2 李小平 連續(xù)式茶葉揉捻機 P 中國專利 CN02 15437 6 2002 3 江用文 我國茶葉加工發(fā)展戰(zhàn)略的研究 J 中國農業(yè)科技導報 2004 6 I 33 39 4 徐金城 機制扁茶工藝技術探討 J 茶葉機械 1995 4 14 17 5 殷鴻范 30 年來我國茶葉機械的研究進展 J 茶葉科學 1994 02 6 權啟愛 20 世紀的中國茶葉機械 J 中國茶葉 2000 03 7 岳鵬翔 陳緣 茶葉機械發(fā)展的歷史道路 J 茶葉機械雜志 1994 02 8 陳玉瓊 不同揉捻方式對綠葉名優(yōu)茶品質的影響 J 華中農業(yè)大學學報 1996 15 4 401 403 9 肖宏儒 茶葉機械化加工裝備技術發(fā)展趨勢 J 農業(yè)裝備技術 2005 6 3I 7 10 10 彭仁林 兩代名優(yōu)茶往復理條機對比試驗報告 J 茶葉機械 1995 4 7 8 11 成大先 機械設計手冊 M 化學工業(yè)出版社 1984 12 濮良貴 紀名剛 機械設計 M 北京 高等教育出版社 1996 13 魏文軍 高英武 張云文 機械原理 M 北京 中國農業(yè)大學出版社 2005 85 100 14 顧崇銜 機械制造工藝學 M 陜西科學技術出版社 1998 年 15 吳宗澤 機械結構設計 M 機械工業(yè)出版社 1992 16 朱東梅主編 畫法幾何及機械制圖 第五版 M 高等教育出版社 17 王昆 何小柏 汪信遠 機械設計課程設計 M 北京 高等教育出版社 2005 7 209 18 紀名剛等 機械設計 第七版 M 北京 高等教育出版社 2001 6 19 李小平 多揉桶全自動茶葉揉捻機 P 中國專利 N2005100I90I I 5 2005 20 垂虱 等 茶葉試驗分析方法 北京 農業(yè)出版社 1985 36 致 謝 本論文是在高教授的悉心指導和熱情關懷下完成的 從選題 撰寫到定稿 高老師給予了我很多及時且建設性的指導意見 我在論文中的每一點進步 無 不凝聚著恩師的心血 值此論文完成之際 謹向高老師致以深深的感謝和崇高 的敬意 同時 我還要感謝為我授課的各位老師 是他們的傳道 授業(yè) 解惑 讓我學到了知識 培養(yǎng)了能力 也感謝我的同窗 感謝他們的探討和交流 感 謝他們的幫助和支持