茶葉揉捻機(jī)總體設(shè)計(jì)方案的擬定

1、.2 總體設(shè)計(jì)方案的擬定2.1 原理分析 揉捻必須根據(jù)揉捻機(jī)的性能，葉質(zhì)老嫩，勻度和殺青質(zhì)量來(lái)正確掌握揉捻方法。特別注意投葉量，揉捻時(shí)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(jī)是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機(jī)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)組成。茶葉揉捻時(shí)依靠揉桶在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，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(shí)適度破壞葉片組織，損傷葉細(xì)胞，擠出部分葉汁，達(dá)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(jìn)茶湯的濃度，提高運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性

2、，降低耗電量。2.1.2 設(shè)計(jì)內(nèi)容由于現(xiàn)有的茶葉揉捻機(jī)只在揉盤上設(shè)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(duì)現(xiàn)有技術(shù)加以改進(jìn)。此次設(shè)計(jì)是在現(xiàn)行揉捻機(jī)的基礎(chǔ)上對(duì)其不合理部分進(jìn)行改善，同時(shí)增加新的技術(shù)模塊，使之更趨完善、經(jīng)濟(jì)。其具體措施如下：(1) 傳動(dòng)減速機(jī)構(gòu)采用集體傳動(dòng)，提高傳動(dòng)精度；(2) 采用杠桿加壓裝置，使減加壓方便、省力；(3) 動(dòng)力源采用電動(dòng)機(jī)，減少噪音，提高機(jī)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(shè)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(shí)現(xiàn)預(yù)定的功用，有兩套方案可以實(shí)

3、現(xiàn)：（參見圖1、圖2）方案一（1）采用單機(jī)傳動(dòng)減速機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊； （2）采用錐齒輪減速傳動(dòng)，傳動(dòng)更準(zhǔn)確，更穩(wěn)定； （3) 采用杠桿加壓機(jī)構(gòu)，加壓動(dòng)作簡(jiǎn)單、方便，減少了多余動(dòng)作，降低了設(shè)計(jì)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(dòng)減速機(jī)構(gòu)； （2）采用蝸桿減速傳動(dòng)； （3）采用絲桿加壓機(jī)構(gòu)。圖2 方案二 示意圖Fig2.The figure of program22.1.4 方案的比較方案一采用單機(jī)傳動(dòng)減速機(jī)構(gòu)，整機(jī)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(dòng)減速機(jī)構(gòu)，則整機(jī)的結(jié)構(gòu)性不是那么好；方案一采用絲桿加壓機(jī)

4、構(gòu)，加壓原理簡(jiǎn)單，揉捻成條性能較好，多用于小型采用揉捻機(jī)，方案二采用絲桿加壓機(jī)構(gòu)，加壓機(jī)構(gòu)的絲桿螺母易磨損；方案一采用錐齒輪減速傳動(dòng)，是系統(tǒng)傳動(dòng)更準(zhǔn)確。因此通過(guò)比較最終選擇方案一。2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.2.1 總體結(jié)構(gòu)總體結(jié)構(gòu)分為以下幾個(gè)部分（如圖3所示）：（1） 電動(dòng)機(jī)：選用Y80M2三相異步電動(dòng)機(jī)11。（2） 減速機(jī)構(gòu)：減速機(jī)構(gòu)主要由兩個(gè)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(shè)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

5、揉捻機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine2.2.2 傳動(dòng)路線茶葉揉捻機(jī)的傳動(dòng)路線如圖4所示，該機(jī)構(gòu)是通過(guò)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)皮帶傳動(dòng)，在通過(guò)圓錐減速換向裝置將其帶動(dòng)曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)在有曲柄（回轉(zhuǎn)臂)來(lái)帶動(dòng)揉桶，在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)（或揉桶和揉盤作相對(duì)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)）。茶葉在揉桶內(nèi)反復(fù)翻轉(zhuǎn)、揉搓、卷壓、使揉緊條索、揉壞細(xì)胞、擠出茶汁，達(dá)到揉捻的要求。圖4 茶葉揉捻機(jī)的傳動(dòng)路線1電機(jī) 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.hi

6、gh speed shaft4.angle gear 5.principal axes 6.tumbler axes 7.knead cask2.3 各執(zhí)行機(jī)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(shí)揉捻40公斤茶葉設(shè)計(jì)，曲臂中心距為L(zhǎng)=120mm。2.3.2 減速機(jī)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。2.3.4 揉桶 揉桶外徑為D=250mm。2.3.5 電動(dòng)機(jī)的選擇 根據(jù)任務(wù)書所需要求以及要達(dá)到預(yù)期的揉捻效果，采用臥式封閉型電動(dòng)機(jī)，根據(jù)查閱小功率電動(dòng)機(jī)手冊(cè)，綜合考

7、慮選用Y80M2型號(hào)三相異步電動(dòng)機(jī)，其特征如表：表2 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)Table 2 the type of the electromotor電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 輸出轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 Y80M2 0.25Kw 640r/min 16Kg2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算2.4.1 各傳動(dòng)帶裝置的總傳動(dòng)比及各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算 分配各級(jí)傳動(dòng)比時(shí)應(yīng)考慮的問(wèn)題： （1）各級(jí)傳動(dòng)比機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)，不應(yīng)該超過(guò)最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其機(jī)構(gòu)緊湊12。 （2）應(yīng)使各級(jí)傳動(dòng)的機(jī)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由V帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不能過(guò)大，否則會(huì)使大帶輪半徑超過(guò)變速器的中心高

8、度，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機(jī)座設(shè)計(jì)和安裝帶來(lái)困難。 （3）應(yīng)使傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動(dòng)比情況下，具有較小的外廓尺寸。 （4）在變速器實(shí)際中常使各級(jí)大齒輪直徑相近，使大齒輪有想進(jìn)到浸油深度。高、低速兩級(jí)大齒輪直徑相近，且低速級(jí)大齒輪直徑稍大，其浸油深度也稍深些，有利于浸油潤(rùn)滑。 （5）應(yīng)避免傳動(dòng)零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級(jí)大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當(dāng)高速級(jí)傳動(dòng)比過(guò)大時(shí)，就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點(diǎn)還要理論結(jié)合實(shí)際，思考機(jī)器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過(guò)實(shí)測(cè)與理論計(jì)算來(lái)分配各級(jí)的傳動(dòng)比。 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速為640rad/min，要求的輸出為60rad

9、/min,則總傳動(dòng)比為： (1)V帶傳動(dòng)比常用圍是 i =25， 圓錐齒輪傳動(dòng)比的范圍是 i=23， 故設(shè)計(jì)分配傳動(dòng)比如下:第一級(jí)V帶傳動(dòng)比 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)軸為0號(hào)軸，減速器高速軸為1號(hào)軸，低速軸為2號(hào)軸，各軸轉(zhuǎn)速為： （2） (3)2.4.2 各軸輸入功率的計(jì)算 機(jī)械效率分布如下：V帶傳動(dòng)；滾動(dòng)軸承；圓錐齒輪傳動(dòng)。各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算，各軸輸入功率即： (4) (5) (6)2.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 (7) (8) (9)3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì)3.1 皮帶輪的設(shè)計(jì)根據(jù)設(shè)計(jì)可知，皮帶輪傳動(dòng)比為3.8，因傳動(dòng)速度較快，處于高速端，故采用帶傳動(dòng)來(lái)提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)

10、方向一致，帶輪的傳動(dòng)是通過(guò)帶與帶輪之間的摩擦來(lái)實(shí)現(xiàn)的。帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，造價(jià)低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn)。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動(dòng)較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上V帶傳動(dòng)允許傳動(dòng)比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及V帶已標(biāo)準(zhǔn)化并且大量生產(chǎn)的特點(diǎn)，所以這里高速軸傳動(dòng)選用V帶輪傳動(dòng)。3.1.1 確定計(jì)算功率Pca通過(guò)查詢參考文獻(xiàn)12表87查得KA=1.1，故 （10）3.1.2 選取帶型 窄V帶與普通V帶相比，當(dāng)寬度相同時(shí)，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，

11、可以選擇SPZ型V帶。3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2 根據(jù)結(jié)構(gòu)以及傳動(dòng)比需要，初取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd1=54mm,從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd2=idd1=3.854=204mm,按公式普通V帶Vmax=25-30m/s，因此帶的速度合適。3.1.4 確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和傳動(dòng)中心距a根據(jù)參考文獻(xiàn)12中（8-20）公式0.7（dd1+dd2）2（dd1+dd2）初步確定中心距由式：（11）參考文獻(xiàn)12表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度計(jì)算時(shí)間中心距 （12）3.1.5驗(yàn)算帶輪上的包角 （13） 取3.1.6 計(jì)算帶的根數(shù) （14）其中,故 （15） 取3.1.7 計(jì)算預(yù)緊力根據(jù)參考文獻(xiàn)12中 8-

12、27公式 （16）得 3.1.8 計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承，需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的壓軸力，根據(jù)公式 (17)算得3.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(guò)動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)處理。輪槽工作表面要精細(xì)加工1213，具體設(shè)計(jì)參數(shù)如下所示：基準(zhǔn)寬度基準(zhǔn)線上槽深基準(zhǔn)線下槽深槽間距第一槽對(duì)稱面至端面的距離最小輪緣后帶輪寬 (18)外徑 (19) (20)輪槽角 (21) (22)其尺寸在帶輪上可以參見下圖5： 圖5 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖Fig5 The assemble programe of the belt

13、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(yù)緊力的作用下，經(jīng)過(guò)一段時(shí)間的運(yùn)轉(zhuǎn)后，就會(huì)由于塑性變形而松弛。使預(yù)緊力F0降低。為保證帶傳動(dòng)的能力，應(yīng)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(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1 選擇齒輪的材料考慮到齒輪傳動(dòng)載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，采用二級(jí)減速機(jī)，大小齒輪都選用45號(hào)鋼。小齒輪調(diào)質(zhì)處理，HB1=220-240大齒輪正火處理，HB2=190-210查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)圖9-4及圖9-5得： 。3.2.2 簡(jiǎn)化計(jì)算初步選定主要參數(shù) 直齒圓錐齒輪傳動(dòng)時(shí)以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值的，在強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，則以齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量齒輪作為計(jì)算的

14、依據(jù)。 （1）選取小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取 則齒數(shù)比:（與設(shè)計(jì)要求誤差不大于） (23)（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 (24)直齒錐齒輪的載荷系數(shù)為其中使用系數(shù)查表10-2得齒向載荷分布系數(shù)錐齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù)通常取這里我們?nèi)⌒↓X輪的直徑 (25) 大端模數(shù) (26)大齒輪的直徑 (27) (28)錐距 (29)齒寬取平均分度圓直徑 (30)大齒輪分度圓線速度 (31)3.2.3 校核計(jì)算 （1）按面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算分度圓錐面的圓周力 (32)查表10-6得彈性影響系數(shù)根據(jù)圖10-8取動(dòng)載系數(shù)（按7級(jí)精度等級(jí)）對(duì)于壓力角為的直齒錐齒輪，取由公式10-25 (33)查得（按無(wú)限壽命設(shè)計(jì)查圖9-12

15、） （大、小齒輪都使軟齒面）由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故取疲勞強(qiáng)度安全系數(shù):。由公式10-12 (34)安全 (35)（2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 (36) (37)查參考文獻(xiàn)12表10-5得齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)按無(wú)限壽命計(jì)算查圖9-16得齒根危險(xiǎn)截面的彎曲應(yīng)力公式為 (38) (41) (42) (43)（查表9-31）安全 (44)（查表9-31）安全 (45)3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3.3.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）初步確定軸的最小直徑按參考文獻(xiàn)12公式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料問(wèn)45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取由 故 (4

16、6)通常實(shí)際最小軸徑，圓整后取（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、擬定軸上個(gè)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(zhǎng)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 B、左端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位，h=3mm。由于框架的總長(zhǎng)不能太長(zhǎng)，這里取軸長(zhǎng)為236mm，初定尺寸如圖6。C、初選軸承，因軸承同時(shí)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(cè)查得該軸承的定位軸肩高度為3mm，考慮到經(jīng)濟(jì)性

17、及軸的強(qiáng)度要求，左軸承軸肩高度取標(biāo)準(zhǔn)值3mm，因此可算得1-2段的直徑根據(jù)設(shè)計(jì)要求可得出，又由于軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及齒輪寬度為21mm，故得各段長(zhǎng)度如圖6所示。角接觸球軸承支點(diǎn)取中點(diǎn)，皮帶輪取輪轂寬度中點(diǎn)，齒輪也取輪轂寬度中點(diǎn)，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L=229mm。（3）軸的校核A、作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（力學(xué)模型）計(jì)算簡(jiǎn)圖見圖7（a）所示：(a)(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圓周

18、力為： (47) (48)作用在圓錐齒輪上的徑向力為： (49)作用在圓錐齒輪上的軸向力為： (50)由靜力平衡方程 (51)可求得 作彎矩圖：集中力作用于A點(diǎn)，梁在AB和BC段的彎矩AB段取距A點(diǎn)距離為則彎矩 (52)BC段取距B點(diǎn)距離為，則彎矩 (53)彎矩圖如圖7（c）所示：顯然有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 (54)其中 (55)可求得 作彎矩圖：集中力作用于A點(diǎn)，梁在AB和BC段的彎矩，AB段取距A點(diǎn)距離為,則彎矩BC段取距B點(diǎn)距離為,則彎矩（56）彎矩圖如圖7（e）所示：顯然有 D、總彎矩見圖6（f） （57） （58）E、

19、作扭矩圖 總的扭矩圖如圖7（g）所示：F、按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)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(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取軸的計(jì)算應(yīng) （59）前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得因此故安全。3.3.2 主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、軸的設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)12式15-2初步估計(jì)軸的最小軸徑 （60） 2、確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值 選軸的材料為45鋼，根據(jù)參考文獻(xiàn)12表15-3，取,由前面的設(shè)計(jì)算得 3、設(shè)計(jì)計(jì)算 （61）通常實(shí)際最小軸徑，圓整后?。?）軸的

20、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度a、為完成揉捻作業(yè)，根據(jù)實(shí)際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實(shí)現(xiàn)曲柄的運(yùn)動(dòng)，滿足大錐齒輪及各滾動(dòng)軸承軸向定位要求，先定軸長(zhǎng)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(shí)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

21、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段的直徑，又由于軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，故得各段長(zhǎng)度如圖8所示，直徑同樣角接觸球軸承支點(diǎn)取中點(diǎn)，推力球軸承支點(diǎn)取中點(diǎn)，齒輪取輪轂寬度中點(diǎn)，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L=203.5mm。（3）軸的校核 1、作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（力學(xué)模型） 計(jì)算簡(jiǎn)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)據(jù)：可以得到大圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)： 由靜力平衡方程 （62） （63） 可求得 作彎矩圖：集中力作用于B點(diǎn)，梁在AB和BE段的彎矩 AB段取距A點(diǎn)距離為，

22、則彎矩 （64） BC段取距B點(diǎn)距離為，則彎矩 （65） 彎矩圖如圖7（c）所示：顯然有 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： （66） （67）其中 （68） 可求得 （69） 作彎矩圖如圖7（d）所示：集中力作用于A點(diǎn)，梁在AB和BC段的彎矩AB段取距A點(diǎn)距離為則彎矩 （70）BC段取距B點(diǎn)距離為，則彎矩 （71）(a)(c)(d)(e)(f)(g) 彎矩圖如圖7（e）所示：故有 4、總彎矩見圖6（f） （72） （73） 5、作扭矩圖 總的扭矩圖如圖7（g）所示： 6、按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎

23、矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)參考文獻(xiàn)公式15-5及以上所算的數(shù)據(jù)，并取軸的計(jì)算應(yīng)力 （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。3.4 軸承的校核由于同時(shí)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）預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作10年，年工作200天，4小時(shí)工作制），則有： 右軸承所需的基本額定動(dòng)載荷 （76）查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表15-6可知，36204型軸承的額定動(dòng)載荷因此，故安全。同理左邊軸承，也安全。3.4.2 主軸軸承的校核 由于要同時(shí)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

24、軸承，故預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作10年，年工作200天，4小時(shí)工作制），則有：其所需的基本額定動(dòng)載荷 （77）查軸承手冊(cè)可知，36207型軸承的額定動(dòng)載荷因此，故安全。同理右邊軸承，也安全。3.5 鍵的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)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，載荷有輕微沖擊。 （1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的吃了有定心精度要求，應(yīng)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）。根據(jù)，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度高度由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)（比輪轂寬度要小些）。（2）校核鍵聯(lián)結(jié)的強(qiáng)度 鍵、蝸桿和輪轂的材料都是鋼，由表6

25、-2查得許用擠壓應(yīng)力取其平均值，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由公式6-1可得： （78）鍵的標(biāo)記為：鍵 GB/T 1096-1979。3.5.2 電機(jī)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,載荷有輕微沖擊。 （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(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=22mm（比輪轂寬度要小些）。 （2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、電機(jī)軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力取其平均值。 （79）鍵與輪轂鍵槽的

26、接觸高度。由公式6-1可得： （80）鍵的標(biāo)記為：鍵C GB/T 1096-1979。3.6 茶葉在揉桶中運(yùn)動(dòng)規(guī)律和受力分析當(dāng)揉桶里裝滿茶葉，在揉盤上隨著曲柄作水平回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，揉桶和揉盤上的每一點(diǎn)對(duì)茶葉作用力的大小、方向、速度都要隨著時(shí)間的變化而變化19。 假如在某一個(gè)瞬時(shí)，揉桶壁的推力R1如圖10所示，推動(dòng)揉捻葉在桶內(nèi)運(yùn)動(dòng)。這時(shí)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(yùn)動(dòng)的翻轉(zhuǎn)作用力Q。此次設(shè)計(jì)在揉蓋下方的錐面上設(shè)有棱骨，如此則在確保揉桶下部正常揉茶的同時(shí)，還對(duì)揉桶上部的茶葉實(shí)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(jí)。 由于揉捻葉在桶內(nèi)運(yùn)動(dòng)，每一個(gè)瞬間在揉桶力的部位不同，因而造成了不同揉捻運(yùn)動(dòng)的作用區(qū)。在揉桶、揉盤和揉桶蓋對(duì)茶葉作用力的交點(diǎn)，其周圍的茶葉擠壓得很緊，形成了加壓區(qū)。茶葉進(jìn)入強(qiáng)壓區(qū)，運(yùn)動(dòng)速度最慢而受到較強(qiáng)的擠壓，搓揉和成團(tuán)。翻轉(zhuǎn)作用力Q是向上的，所以茶葉能向上翻轉(zhuǎn)。在強(qiáng)壓區(qū)周圍為搓揉區(qū)。茶葉在搓揉區(qū)內(nèi)的運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)