茶叶揉捻机构的设计【含CAD图纸优秀毕业课程设计论文】

购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 茶叶揉捻机构设计 摘 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 10128) s of to a of is by on so on of it in by a on of of is in of on of so to of is a on of of of is in of of is of 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 a 1 前言 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。 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 600一 1000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，近年来茶叶产量连续上涨，从 1998年的 004年的 15年以来的最低 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 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公斤高品质的阿萨姆茶 5年前售价 100卢比 (，此刻跌到 75卢比 (约 。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。 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。 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。 2 总体设计方案的拟定 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 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 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。 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。 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。 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） 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。 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 图 1 方案一 示意图 of 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 of 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 10；方案一采用丝杆加压机构，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 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 传动，是系统传动更准确。因此通过比较最终选择方案一。 总体结构设计 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 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 250 （ 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。 图 3 茶叶揉捻机结构图 he of of 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、 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 揉搓、卷压、使揉紧条索、揉坏细胞、挤出茶汁，达到揉捻的要求。 图 4 茶叶揉捻机的传动路线 1电机 1 各执行机构主要参数的初步确定 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=120 速机构 所需转速 n=168r/需功率 揉盘 揉盘外径为 478盘板面上均布 12 根棱骨。揉盘倾斜度 6°。 揉桶 揉桶外径为 D=250 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 1，其特征如表： 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 表 2 电动 机的型号 of 动机型号 额定功率 输出转速 质量 640r/ 16传动装置的运动和动力参数的计算 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 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，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 640求的输出为 60总传动比为： 640 1 0 . 5 760 mm ni n (1) 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 1 第二级齿轮传动传动比2 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： 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 0 6 4 0 / m i nwn n r a d（ 2） 0116 4 0 3 . 8 1 6 8 / m i r a (3) 各轴输入功率的计算 机械效率分布如下： ；滚动轴承2 ；圆锥齿轮传动3 。各轴输入功率按电动机额定功率计算，各轴输入功率即： 0 0 (4) 1 0 1 0 . 2 4P P k w (5) 2 1 2 3 0 . 2 4 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 2 3P P k w (6) 各轴转矩的计算 00 0 0 . 2 59 5 5 0 9 5 5 0 3 . 7 3640 (7) 1110 . 2 49 5 5 0 9 5 5 0 1 3 . 6 4168 (8) 2220 . 2 39 5 5 0 9 5 5 0 3 6 . 6 160 (9) 3 主要零件的选择和设计 皮带轮的设计 根据设计可知，皮带轮传动比为 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， 加上 构 紧凑，以及 以这里高速轴传动选用 确定计算功率 过查询参考文献 12表 8 7查得 1 . 1 0 . 2 5 0 . 2 7 5c a P K w （ 10） 选取带型 窄 带相比，当宽度相同时，窄 ，而承载能力可提高 ，因此这里选用窄 据 带 轮转速 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 40r/0此，可以选择 带。 确定带轮的基准直径 据结构以及传动比需要，初取主动轮基准直径 4动轮基准直径54=204公式1 1 1 m a x/ 6 0 1 0 0 0 1 . 8 1 /dV d n m s V 普通 5s，因此带的速度合适。 确定窄 V 带的基准长度 传动中心距 a 根据参考文献 12中（ 8式 <0a<2（ 步确定中心距0 250a 由式： （ 11） 参考文献 12表 800dL 计算时间中心距 0 ( ) / 2 2 5 0 ( 8 0 0 8 3 3 . 1 8 5 ) / 2 2 3 6 . 2 2 a L L m m （ 12） 算带轮上的包 角1 1 2 1 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 5 7 . 3 ( 2 0 4 5 4 ) / 2 3 6 1 4 3 . 4 5 1 2 0 a （ 13） 取1 143 计算带的根数 01() P K K （ 14） 其中0 , 10 . 8 9 6 , 1 . 0 3 故 0 . 2 7 5 3 . 0 0 9 9( 0 . 0 8 2 0 . 0 1 7 ) 0 . 8 9 6 1 . 0 3 Z（ 15） 取 3Z 计算预紧力0F 根据参考文献 12中 820 ( 2 . 5 )500 KF q vK z v （ 16） 2 210 1 20()2 ( ) 8 3 3 . 1 8 524 d a d d m 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 得 202( 2 . 5 )5002 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 2 7 5 / ( 3 6 ) 0 . 0 6 6 1 5 . 8 30 . 8 9 6 KF q 计算带传动的压轴力为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压 轴力据公式 10 1 4 3 . 4 52 s i n 2 3 1 5 . 8 3 s i n 9 0 . 1 922 F N (17) 算得 带轮的结构设计 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11 1 7 2 2 6 1 4 6 1 0 0 , 所以采用孔板式 。使用经过动平衡实验处理。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 db 基准线上槽深m ah m m基准线下槽深m fh m m槽间距 12 ;e 第一槽对称面至端面的距离 8;f 最小轮缘后m 带轮宽 ( 1 ) 2 4 0 ;B z e f m m (18) 外径1 2 5 4 2 2 5 8 ;a d ad d h m m (19) 222 2 0 4 2 2 2 0 8 ;d h m m (20) 轮槽角123 4 ; 3 8 1 (1 . 8 2 ) 2 6 ;d d m m(21) ( 1 . 5 2 ) 2 1 3 2 6 ;L d m m (22) 其尺寸在带轮上可以参见下图 5： 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 图 5 皮带轮结构图 he of 0 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 保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置 14。 直齿圆锥齿轮的设计计算 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， 2090 40H l i m 1 210F l i m 2 180F 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1 20,Z 大齿轮齿数2 2 . 8 1 2 0 5 6 . 2 ,Z 取2 57Z 则齿数比 : 2157 （与设计要求误差不大于 5% ） (23) （ 2）按齿面接触疲劳强度计算 1110 . 2 49 5 5 0 9 5 5 0 1 3 . 6 4168 (24) 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 直齿锥齿轮的载荷系数为 , K 其中使用系数 查表 10K 齿向载荷分布系数 锥齿轮传动的齿宽系数通常取 0 . 2 5 0 . 3 5R ，这里我们取 。小 齿轮的直径1 2 ) ( 1 0 . 5 )1140 (25) 3 221 3 . 6 4 1 1 . 21 1 4 0 5 1 . 5 5 m 8 1 0 . 3 5 4 0 0 . 8 5 . 5 7 5 ,20 (26) 大 齿轮的直径22 5 7 2 . 5 7 5 1 4 6 . 7 7 5 , m m m (27) 112220a r c a r c 1 9 . 3 3 ,579 0 1 9 . 3 3 7 0 . 6 7 ,g t (28) 7 . 8 6 8 ,2 s i n 2 s i n 1 9 . 3 3fe m m (29) 齿宽 0 . 3 7 7 . 6 8 6 2 3 . 3 6 , m m 取 23b ， 平均 分度圆直径 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 5 1 . 5 5 4 3 . 8 1 8 ,m R f m m (30) 大齿轮分度圆线速度 11 4 3 . 8 1 8 1 6 8 0 . 3 8 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 。(31) 校核计算 （ 1）按面接触疲劳强度计算 分度圆锥面的圆周力 1 0 0 0 1 3 . 6 4 6 2 2 . 5 7 5 , (32) 查表 1021 8 9 . 8 , P a根据图 10动载系数 （按 7级精度等级） 对于压力角为 20 的直齿锥齿轮，取 Z 由公式 102315 4 3 8 . 0 3 ,( 1 0 . 5 ) f P (33) 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 查得 1（按无限寿命设计查图 9 1（大、小齿轮都使软齿面） 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 : 。 由公式 10 0 ,H v (34) 安全 (35) （ 2）按齿根弯曲疲劳强度校核 11120 c o s 1 9 . 3 3dn (36) 22257 c o s 7 0 . 6 7dn (37) 查参考文献 12表 10形系数 2 1 2.8, 2 按无限寿命计算查图 9齿根危险截面的弯曲应力公式为0 t (38) 116 2 2 . 5 7 5 1 1 . 1 1 . 2 2 . 8 4 5 . 0 0 4 ( 4 0 )( 1 0 . 5 ) 2 3 . 3 6 2 . 2 7 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 )t m A K K Y M P 5 . 0 0 4 3 6 . 9 3 Y (41) , l i m 1l i m (42) , l i m 2l i m (43) ,l i m 11 m i . 0 1 （查表 9全 (44) 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 ,l i m 22 m i . 8 3 2 （查表 9全 (45) 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取轴的材料问 45钢，调制处理。根据表 150 103,A 由1 1 6 8 / m i 133m i n 3 1 1 . 6168 m (46) 通常实际最小轴径圆整后 取 13d 。 （ 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 he of 、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 2 2 2 5D m m L m m、 。 B、左端滚动轴承采用轴肩定位， h=3于框架的总长不能太长，这里取轴长为 236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=20手册查得该轴承的定位轴肩高度为3虑到经济性及轴的强度要求，左轴承轴肩高度取标准值 3此可算得 16 ,D 据设计要求可得出23 22D 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 3 4 4 5 5 62 0 , 1 6 , 1 3 ,D m m D m m D m m 又由于轴的结构设计及齿轮宽度为 21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=229 （ 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) 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 (e) (f) (g) 图 7 轴的载荷分析图 he of 、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211 3 . 6 4 , 3 9 , 2 0 , 1 1 9 . 3 3 , m m d m m 那么作用在圆锥齿轮上的圆周力为： 212 2 1 3 . 6 4 (47) t a n 6 9 9 . 5 t a n 2 0 2 5 4 . 6 N (48) 作用在圆锥齿轮上的径向力为： o s 2 5 4 . 6 c o s 1 9 . 3 3 2 4 0F F N (49) 作用在圆锥齿轮上的轴向力为： 1s i n 2 5 4 . 6 s i n 1 9 . 3 3 8 4 . 3 N (50) 由静力平衡方程 0 21 5 0 1 7 3 0t N 0 11 7 3 2 3 0N H (51) 可求得1 93 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 作弯矩图：集中力点，梁在 点距离为11 1 193A B N X X (52) 点距离为2X，则弯矩 1 2 2( 1 5 0 )B C N H X F X (53) 弯矩图如图 7（ c） 所示：显然有 13950 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 0 21 5 0 1 7 3 0r N V M 0 11 7 3 2 3 0N V r M (54) 其中 8 4 . 3 3 9 m m (55) 可求得1 弯矩图：集中力1点，梁在 点距离为1X,则弯矩1 1 N X X 点距离为2X,则弯矩1 2 2( 1 5 0 )B C N V r X F X M （ 56） 弯矩图如图 7（ e）所示：显然有1 m m2 m mD、总弯矩见图 6（ f） 2211 1 3 9 5 0 3 3 6 0 . 7 5 1 4 3 4 9 . 1 2 M N m m （ 57） 2222 1 3 9 5 0 5 0 0 4 . 5 7 1 4 8 2 0 . 5 3 M N m m （ 58） E、作扭矩图 总 的扭矩图如图 7（ g）所示： m F、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 12中式 15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 22 22133() 3640) 1 2 2 P a M P （ 59） 前面已选定轴的材料为 45钢， 调质处理，由表 150 。因此1 , 故安全。 主轴的设计计算 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 （ 1）主轴的设计计算 1、轴的设计 由参考文献 12式 15131 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 150 103A , 由前面的设计算得330 . 2 3 6 0 / m i nP k w n r、3、设计计算 333m i n 3 1 6 . 1 260 m m m （ 61） 通常实际最小轴径圆整后取 18d （ 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，所示。轴径具体尺寸见零件图所示。 图 8 主轴的装配方案 he of b、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=35轴承产品目录中初步选取 143 6 2 0 8 2 9 2 8 3 , 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 其尺寸为 3 5 7 2 1 7d D B 。又由于该主轴要承受很大的轴向力，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=35轴承产品目录中初步选取 143 8 2 1 4 3 0 1 8 4 ，其尺寸为d 3 5 6 2 1 2 . 5 。因此可算得 34 40D ，又由于轴的结构设计，故得各段长度如图 8所示，直径 151 2 5 63 0 , 3 0D m m D m 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= （ 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3 m，根 据小圆锥齿轮的相关数据： 1 1 16 9 9 . 5 , 2 4 0 , 8 4 . 3t r F N F N 可以得到大圆锥齿轮的相关数据： 226 9 9 . 5 , 8 4 . 3 , 2 4 0t r F N F N 。由静力平衡方程 0t 2 21 6 1 4 3 0（ 62） 0211 5 9 1 4 3 0t N （ 63） 可求得127 7 7 . 7 7 , 7 8 . 2 7N H N F N作弯矩图：集中力1点，梁在 点距离为1X，则弯矩 2 1 X X （ 64） 点距离为2X，则弯矩 2 2 1 2( 1 6 )B C t N X F X （ 65） 弯矩图如图 7（ c）所示：显然有 m3、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： 021 4 3 1 6 0N V r M （ 66） 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 011 4 3 1 5 9 0N V r M （ 67） 其中 2 4 0 1 0 8 1296022 m （ 68） 可求得 1 69） 作弯矩图如图 7（ d）所示： 集中力1点，梁在 点距离为1,1A B r X M （ 70） 点距离为2X，则弯矩 2 1 2( 1 6 )B C r N H X F X M （ 71） (a) (c) (d) (e) (f) 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 (g) 弯矩图如图 7（ e）所示：故有1 m m m2 m4、总弯矩见图 6（ f） 2211 7123 M N m m （ 72） 22 6127 M N m m （ 73） 5、作扭矩图 总的扭矩图如图 7（ g）所示： 3 6 . 3 1 3 6 3 1 0T N m N 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取 轴的计算应力 22 22133() 1 7 1 2 3 ( 0 . 6 3 6 3 1 0 ) 1 3 5 P a M P （ 74） 前 已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 150 。因此1 ，故安全。 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 2 2 2 222 6 0 6 . 5 2 1 7 . 5 9 6 4 4 . 3 5N H N F N （ 75） 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： 1 0 2 0 0 4 8 0 0 0 右轴承所需的基本额定动载荷 1036660 6 0 6 0 8 0 0 06 4 4 . 3 5 2 4 0 4 . 8 41 0 1 0 N （ 76） 查 机械设计课程设计 表 15 36204型轴承的额定动载荷 N 。因此，故安全。同理 左 边轴承也安全。 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 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图 纸 承，在此只校核左轴承，故 2 2 2 211 7 7 7 . 7 7 3 . 1 7 7 7 . 7 8N H N F N 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： 1 0 2 0 0 4 8 0 0 0 其所需的基本额定动载荷 1036660 6 0 6 0 8 0 0 07 7 7 . 7 8 2 1 3 1 . 4 41 0 1 0 N （ 77） 查轴承手册可知， 36207型轴承的额定动载荷 N 。因此，故安全。同理右边 轴承也安全。 键的设计设计与校核 高速轴上联接的键的校核 已知装小圆锥齿轮处的轴径 22 ,d 主轴上的转矩是 载荷有轻微冲击。 （ 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（ 15 16 。 根据 22d ，从表 6度 6,b m