1、炒茶机的设计专业 09 机械设计制造及其自动化 姓名 姓名 指导老师 胡红生、顾小军【设计总说明】茶叶采用传统的人工炒作方法易造成质量参差不齐，并且工人的劳动强度大，劳动生产率也低，难以形成规模效益，是制约茶叶产业化进程的瓶颈。为改变这种现状，研制小型、轻型且实用的现代化加工机械迫在眉睫。本文结合现阶段茶叶领域的实际情况，设计了一种小型茶叶自动加工机械。通过对茶叶传统加工工艺的工艺程序和实地考察，制定出了机械加工茶叶的基本动作，根据基本动作设计出所需要的减速传动机构、自动进料机构、自动压力调节机构等，并对其中的减速传动机构重点进行分析设计计算。根据传统的加工工艺可知，影响茶叶加工力量的主要因数
2、是机构的运动轨迹，但本文所研究的自动化炒茶机所运用的转板式炒茶运动机构，运动轨迹单一，没有什么技术难点，所以也就没有很高的研究计算价值。本文重点的计算在于减速传动机构，并且这块内容所涉及的重点和学校所学有很高的契合度。【关键词】 减速传动机构；自动进料机构；齿轮；电机；自动压力调节机构；第 2 页 共 43 页The design of automatic feeding machine专业 09 mechanical design, manufacturing and automation姓名 wd.chen 学号 姓名 jinwu.mang 学号 指导老师 hongsheng.hu xia
3、ojun.gu【General Specification】The method to make tea artificially which is easy to make the quality irregular, great labor intensity to workers, low productivity, the great difficulty to obtain benefit is the bottleneck to restriction superior-tea industrial production. In order to change present si
4、tuation, the small and Light and practical tea processing machine must be developed. Combining with the actual situation of present tea fields, design a kind of small tea automation processing machinery.Through the traditional processing of tea and on-the-spot investigation craft procedure, made a m
5、echanical processing, according to the basic action tea designed basic actions required of the deceleration transmission mechanism, automatic feeding mechanism, automatic pressure adjusting mechanism, etc, and on one of them to analyze the duty of institutions design and calculation on.According to
6、the traditional processing technology, influence that the main factor of tea processing power is that agencies trajectory, but this study of automation fry tea machine used by turning plate of Fried tea movement mechanism, trajectory of a single, no technical difficulties, therefore, there is no hig
7、h calculation value. The mainly calculation of this paper is to slow the transmission mechanism, and the content drive mechanism involved learned the key and school have high fit. 【Keywords】 Slow transmission mechanism; Automatic feeding mechanism; Gear; Motor; Automatic pressure adjusting mechanism
8、第 3 页 共 43 页目录目录 31 绪论 .51.1 课题背景及意义 .51.2 国内外茶叶加工机械发展现状 .51.2.1 国内茶叶加工机械发展现状 .51.2.2 国外茶叶加工机械发展现状 .61.3 茶叶机制工艺 .71.3.1 机制工艺步骤 .72 自动炒茶机的设计 .82.1 自动炒茶机设计的目的及内容和要求 .82.1.1 设计目的 .82.1.2 设计内容 .82.1.3 设计要求 .82.2 自动炒茶机的工作原理 .82.2.1 基本结构及简图 .82.2.2 工作原理 .92.3 减速传动机构方案 .92.3.1 减速传动机构的方案设计 .92.3.2 方案的选择 .92
9、.4 减速传动机构设计 .102.4.1 工作条件和原始数据的确定 .102.4.2 电机的选择及运动和动力参数的确定 .112.4.3 V带的设计与计算 132.4.4 高速级齿轮传动设计 .142.4.5 低速级齿轮传动的设计 .192.4.6 轴的设计 .242.4.7 轴的校核 .262.4.8 键的选择和校核 .332.4.9 滚动轴承的选择和校核 .342.4.10 联轴器的选择 .352.5 压力调节机构及锅槽 .362.5.1 两者的方案设计及方案图 .362.6 自动加料装置的设计 .372.6.1 方案设计 .372.6.2 方案的优缺点分析及方案图 .372.7 出茶门设
10、计 .382.7.1 方案的优缺点分析及方案图 .382.8 智能化控制系统的设计 .392.9 参数说明 .393 设计总结 40第 4 页 共 43 页参考文献 .41致谢 .42第 5 页 共 43 页1 绪论1.1 课题背景及意义目前全球有 58 个国家或地区种茶，1998 年全球茶园面积达 2.5 x 1000hm2，产茶约2.9x106T;1999 年我国茶园面积约有 1.13x106h ，总产量为 6.76x105T，约占全球茶园面积2m的 45%，产量仅占 23%，而全国名优茶产量仅 1.07x 105T，产值达 41.2 亿元，分别占全国总产量与总产值的 15.8%和 48.
11、4%。在国内，改革开放以来，人民的生活水平提高，名优茶叶的需求直线上升，我国茶叶的消费将在质和量两个方面保持持续增长:加入 WTO 后，为我国茶叶产业带来了机遇，为进一步增强自身的竞争力，须大力发展名优茶叶，从总体上提高品质水平，把茶叶生产重心从大宗茶稳步转向名优茶，增长方式实现从数量产值型向质量效益型的根本转变。而名优茶叶单位产量生产成本太高是一个严峻的问题，降低单位产量生产成本的关键是依靠科技。实现名优茶叶机械化生产，在同样多的投入下获得更多的产量，提高产出投入比，降低单位产量的生产成本。目前在杀青、揉捻环节仍采用传统的人工炒制方法，炒制工人技术要求高，极易造成质量参差不齐，劳动强度大，生
12、产率低，难以形成规模效益，是制约名优茶产业化进程的瓶颈。从近几年来看，除了 1-2 家小型茶叶机械生产厂家之外，其他研究机构很少涉足茶叶加工机械领域，因此，设计一台自动炒茶机意义重大。1.2 国内外茶叶加工机械发展现状1.2.1 国内茶叶加工机械发展现状中国在 20 世纪 50 年代初，创造了手摇杀青机、手推揉捻机、手拉百页烘干机等模拟传统手工工艺的半机械化制茶设备，1958 年有浙江的科研、教学、贸易等部门联合研制成功“58 型”杀青机、揉捻机等机种，由此，中国茶叶加工行业逐步走上了机械加工的道路，也为茶叶机械化发展奠定了基础。60 年代后期开始，茶叶机械研究改变了以往单机孤立设计的方法，逐
13、步转向了前后工序生产平衡的配套设计，这期间，名优茶的成套加工设备研究的比较少。70 年代初，为了提高茶叶的生产效率，连续化作业的茶叶加工机械成为主要研究方向，槽式连续杀青机在云南风庆开发成功，该机型介于滚筒式杀青机和锅式杀青机。70 年代末，在成套研制的基础上，茶叶机械进一步向系列化方向发展，其标准化与通用化的水平也逐年提高，各类茶叶加工机械的主要参数也在工艺配套的要求下进入规范化。80 年代，浙江和安徽的茶叶机械科研与生产单位，对炒青绿茶连续化生产成套设备作了重点研究，相继推出了 6CL-110 型、6CMCL-10 型等炒青绿茶初制连续化生产线。90 年代，在茶叶组合机械的基础上，类似的机
14、炉一体化结构成为主要研究方向。茶叶机械从 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在名优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，由单一产品向系列产品发展。从国内茶叶机械发展现状看，茶叶加工机械正向系列化、大型化、智能化方向发展，专门第 6 页 共 43 页用于加工茶叶的全自动机械种类很少，近年国内仅有 1-2 家小型的茶叶加工机械生产厂家生产，也有对小型茶叶机械做过加工工艺和性能分析，但没有发现茶叶全自动加工机械的理论研
15、究和文献资料。1.2.2 国外茶叶加工机械发展现状1830 年，爪哇茶叶工业创始人 JILL 雅各布森就发明了一台杀青机，这台机器有一个装满鲜叶的六面箱体，在该机转动时热空气就打入机内，由于温度过高及茶叶受到损伤，这种机器和其后制造的同类型机械都失败了。1895 年 S.C.戴维逊设计了杀青滚筒，应用 3238的气流进行杀青。1908 年，爪哇人博卡设计了一种软型机器，为一长型六面网笼，在笼内 35的热气流中只需 1h 就可完成杀青，1951 年，在斯里兰卡对这种滚筒进行实验，结果表明效果不是很理想，破坏了分优质茶叶的品质，却使较差的茶叶产生了一些优良的品质。1955 年前后，麦克蒂尔在托克莱
16、伊茶叶实验站设计了杀青洞道，以运载鲜叶进入密闭热风室在热气流中进行杀青，实践证明这种装置是实用的，但工作效率不高汇，以后又出现了多种杀青机械，如托克莱伊连续杀青机、俄罗斯杀青机等。20 世纪 80 年代，在日本出现了利用蒸青机进行杀青，使用 100的蒸汽对鲜叶进行蒸青，采用蒸汽杀青工艺改变了原固体接触的杀青方式，采用高温蒸汽和茶叶叶片接触的方式达到杀青目的，气体有较好的渗透能力，比传统的杀青效果好。近年来，日本、新加坡、印尼、俄罗斯等国家，将微波加热技术应用于茶叶杀青、烘干工序中，在微波加热过程中，微波直接作用于茶叶。使茶叶中的极性分子(如水分子)的极性取向随外电磁场的变化而变化，使分子间产生
17、急剧碰撞、摩擦，茶叶的温度升高而达到杀青目的，由于微波能穿透茶叶内部，茶叶内外同时升温，因而微波加热具有快速、加热均匀的特点。1930 年，麦克尔彻在阿萨姆创制了 CTC(Crushing / Tearing / Curling)机，能对杀青后的茶叶进行充分破碎，该机有两个刻有花纹的金属辊，两个辊在一起紧密转动像一个碾压机，一个辊转速大约 70r/min，另一个辊转速大约 700r/min,杀青后的茶叶输送到表面带有锯齿形的小间隙内进行切断、撕碎和卷紧，TCT 机是制茶工艺的一个重要改革。1958 年，麦克蒂尔在托克莱伊发明了麦克蒂尔洛托凡连续揉茶机，该机是比较完善的揉捻机，投入市场后被迅速采
18、用，以后相继发明了多种揉捻机，如锡兰连续茶叶加工机、托克莱伊连续揉捻机(TCR 机)、巴博拉茶叶转子机(BLC 机)、苏联连续揉捻机、托勒斯揉捻机等。这些机械都是在前人工作的基础上进行特别设计的，能很好的控制揉捻，并被大量应用于茶叶加工工厂。近年出现了一批揉捻茶叶的新技术，在前苏联格鲁吉亚利用超声波发生器有效的破坏茶叶细胞壁己经实验成功，改变了原固体接触的揉捻方式，但这种技术能否应用于生产上以制造优质茶叶尚有待进一步研究。烘干机整体设计没有大的变化，现有的主要烘干机有热喂入式烘干机，温度为 93的热风分别供应给喂料器，可迅速制止发酵，优点是增大了总的页板烘干面积和增大风量而大大提高了产量。双层
19、烘干机，其页板系统有更为有效的布局，而且降低了高度，较低的风速大大减少了茶叶的搅动，在前一部分有定向气流进行快速烘干，到第二层显著减少，其结果是优质茶可保持其优良品质。托克莱伊连续茶叶烘干机，一连串装有宽轮的页板来回行驶，进出烘干室，茶叶则留在同一个叶板上，可以伴随着尽可能低容量的空气以进行均匀烘干，不产生经常出现的由于出口温度低而造成的闷熟现象。近年设计了一些新型烘干机，如双座烘干机和自动或半自动循环式增压烘干机，所有设计都采用加热空气进行干燥，属于间接加热法，即先加热一种介质，再利用这种被加热的介质去加热烘干茶叶。在有些烘干机上，采用了直接加热法，如采用低硫石油直接进行加热，还有些采用高频
20、处理来停止酶的活性能使烘干在低温下进行。第 7 页 共 43 页1.3 茶叶机制工艺1.3.1 机制工艺步骤（1） 鲜叶堆放茶叶在炒制前必须经过摊放。机制茶鲜叶也须经摊放后才可投料炒制。摊放程度控制比手工加工摊放薄些。摊放可散发部分水分和青草气，使叶质柔软，增加可塑性，有利整形；也有利于清香和“甘醇鲜美”滋味的形成。鲜叶采摘后应立即在阴凉通风处进行摊放，将鲜叶摊放在洁净的篾垫上，厚度 2-3 厘米。在摊放过程中，隔小时左右要细心翻动一次，使鲜叶失水均匀，经 6-12 小时，鲜叶失水率达10-15，叶质轻度变软时为摊放适度。（2） 多功能茶理条机进行杀青、理条作业杀青、理条、压扁这三个过程是不间
21、断地、在炒制机一个时间段里完成。当锅温达到适宜温度时，将摊放后的青叶均匀投入到槽锅内，随着抄手转板的回转运动和锅壁的高温炒制，使青叶能够沿槽锅轴向顺序排列，被不断翻炒压扁，完成杀青、理条作业。（3） 扁形茶炒制机进行压扁作业开机时把锅体温度加热上升到 180200（单片机程序控制） ，在每条槽锅上擦少许制茶专用油，以润滑锅面。锅温达到投叶温度时，自动送料装置投入摊放叶，投叶总量为 1 槽锅0.06-0.1 千克（单片机和称量装置共同完成） ，投叶时闻有“劈啪”爆声，并持续一段时间。经2 分钟左右时间，芽叶呈萎蔫状，且茶叶互不黏结时，应迅速降低锅温，自动调压装置启动，将槽锅缓慢的顶起一定的距离并
22、保持一段时间，使炒手与槽锅间的距离缩短，从而起到压茶的作用，这时轻压 1-2 分钟。待炒至茶叶稍有干燥的感觉时，继续启动自动调压装置，再提高槽锅高度，在压的过程中，茶叶应软实而呈自然扁平状。在炒制过程中，锅温不能太高，也不能过低，一般在 70-80（单片机程序控制） 。控制平稳的锅温，茶叶在炒制过程中逐步失水，达到从里至外干燥，能使在制叶保持平实带软，茶的身骨重实而不枯燥。此道工序约需 10 分钟，茶叶失水率为 45-50。掌握好这道工序为整体加工质量打好了基础，其关键是：1）避免锅温过高或偏低时投叶下锅；2）投叶应均匀；3）茶叶出锅时的含水量保持一致。4） 茶叶辉锅制作辉锅阶段的炒制与青锅的
23、后半段基本相同，只是锅温和压力作适当调整，炒至茶叶含水率达到 6%以下时出锅,此过程大概需要 6 分钟。与这一机器相似的还有一种叫往复长板式龙井茶炒制机，这种炒制机器的总体结构、主要作业部件和作业形式与旋转形式炒制机相同。不同之处在于炒板的运动方式为往复式，使炒板在对加工叶加压时，增加了一个或两个前进和后退的磨撩动作，这样就对茶叶增加磨光的次数，整个加工过程掌握的要领与旋转式炒制机相仿。旋转长板茶机具有操作简单、设备运转平稳可靠；所制茶叶色泽翠绿、外形扁平光滑、均匀之特点，整个炒制过程中温度一般由单片机自行控制，可根据温度指示器进行人为的调节。（5） 茶叶机制工艺路线示意图鲜叶摊放杀青、理条压
24、扁辉锅第 8 页 共 43 页2 自动炒茶机的设计2.1 自动炒茶机设计的目的及内容和要求2.1.1 设计目的自动炒茶机的设计，其目的在于通过全自动炒茶机设计，使学生在拟定传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风。2.1.2 设计内容自动炒茶机的总体设计:（1）自动炒茶机传动系统方案选择；（2）所选自动炒茶机传动系统的设计计算；（3）顶锅机构方案设计；（4）确定出茶门开闭控制方案
25、设计；2.1.3 设计要求由于现阶段炒茶机的运用主要领域还是在农村，及其一些小型的茶叶加工厂，虽然很多高度现代化的仪器可以提高炒茶机的许多性能，并且炒出来的茶叶也可能更好，但考虑的实际情况，所以设计经济实用型炒茶机的设计理念是本毕业设计的重点，努力做到以最小的投入，最简单的装备，最大化的做出最好的茶叶。2.2 自动炒茶机的工作原理全自动炒茶机作为一台机器，不是几个零部件的简单拼凑，而是一个有机的整体。各个部件之间相互运动关系非常重要，必须在分析机械加工茶叶所要求动作的基础上的出炒茶机工作原理，根据茶叶加工的加工工序，设计出合理的炒茶机。2.2.1 基本结构及简图该机主要由电机、减速传动机构、联
26、轴器、曲线形炒茶锅、机架、热源、转板炒手、加压装置、和单片机控制系统等机构组成,曲线形炒茶锅以薄钢饭冲压而成。机架由角钢焊接,外装护板,炒茶锅、热源、传动机构、加压装置都装在机架上。热源采用电热管加热,设置在炒茶锅下部,以石棉保温材料隔热,通过单片机控温系统的温控设置,直接对锅体加温。炒手由炒板构成，炒板是一块独立弧形钢板,外面紧包棉布制成。传动机构由电机、V 带、齿轮传动机构构成。自动加料机构由小电机、皮带构成、光电传感器、称茶斗第 9 页 共 43 页图 2.1 自动炒茶机的整体示意图1白炽灯 2输送带 3储茶斗 4称量槽 5控制器 6电磁铁 7接茶盒 8小铁门 9小电机2.2.2 工作原
27、理该机在人工炒茶的基础上进行了比较大的变动，其以电动机为动力源，通过齿轮减速机构将电机的速度降到炒茶所需的速度，然后带动电机转板抄手，使其实现绕转轴做空间圆周运动。在这个程中，由单片机程序控制，槽锅底下的电热板进行自动加热，当温度加热到一定的值时，自动加料机构在单片机的控制下开始工作，小电机带动皮带，皮带上的茶叶随着皮带被送到称量槽中，当茶叶的重量达到所定值时，小电机停止转动，称量槽中的茶叶自动倒入槽锅内进行炒制，中间过程的温度和时间都由单片机来控制，直到茶叶炒制结束，然后重复进茶叶到出茶的过程。2.3 减速传动机构方案2.3.1 减速传动机构的方案设计A 方案设计（1）方案一：采用链轮传动模
28、式实现电机到抄手转板间的传动及减速已达到该炒茶机在工作室所需的运动转速。（2）方案二：采用涡轮蜗杆传动模式来实现电机到抄手转板间的传动减速从而达到所需的运动速度。（3）方案三：采用齿轮传动模式来实现电机到抄手转板间传动及减速来达到所需的运动速度。2.3.2 方案的选择（1） 各个方案的优缺点分析 1）方案一：其主要优点是基本无滑动，传动效率高，且作用在轴上的径向压力小，结构也紧凑。其主要的缺点在于运动速度不均匀，有噪声，不宜用于载荷变化较大或急促反向转动的第 10 页 共 43 页场合，且只能用于平行轴间的传动。2）方案二：蜗杆传动的最大特点是结构紧凑、传动比大传动平稳、噪声小，可制成具有自锁
29、性的蜗杆。其主要缺点是效率低，且造价比较高。3）方案三：齿轮传动能保证传动比很定不变，且适用的功率和速度范围很广，传递的功率可达到 105kw，圆周速度可达 300ms，除此之外，其结构紧凑，效率高，工作可靠，最主要的是其寿命长。其主要的缺点是其安装精度要求 高，因为精度低是，传动的噪声和振动很大，且不宜用于轴间距离较大的传动，还有就是成本高。4）方案确定：通过传动效率、传动比、传动精度，使用寿命，结构等多方面的考虑，最终选择用齿轮传动来作为本设计的传动机构。5）所选方案传动机构简图 2.2图 2.2 齿轮传动机构简图1电动机 2V 带 3齿轮减速器 4联轴器2.4 减速传动机构设计2.4.1
30、 工作条件和原始数据的确定（1） 工作条件拟定该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,使用期限 10 年(每年按 300 天计算).（2） 原始数据1）根据以上要求，原始数据如下工作所需的功率：5.833KW转轴的速度：v=0.13m/s第 11 页 共 43 页 机械效率： =0.96 工作年限：10 年（每年按 300 天计算） ；2 班制。2.4.2 电机的选择及运动和动力参数的确定（1） 电动机的选择1）根据动力源和工作条件，选用 Y 型三相异步电动机。2）工作所需的功率： 5.83PwKW3） 通过查（机械设计课程设计）表 12-8 确定各级传动的机械效率：V 带 =0.95；齿轮 1=
31、0.97；轴承 =0.99；联轴器 =0.99。总效率42612340.97.09.，电动机所需的功率为： ，由表（机械设计课程设计）19-15837.02.wdPK选取电动机的额定功率为 7.5KW。4）电动机的转速选 1000r/min 和 1500r/min 两种作比较。工作机的转速 ，D 为与连轴器连601.13/min8.216/in.465wvnrrD接的轴直径。 总传动比 其中 为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据进mwin行比较如下表 2.1 表 2.1 两种电动机的数据比较方案 电动机型号额定功率/kW同步转速/（）minr满载转速（）/inr传动比 Y160M-6
32、7.5 1000 970 25.382 Y132M-4 7.5 1500 1440 37.680由上表可知方案的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案。5）电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为 Y132M-4。查表（机械设计课程设计）19-3 得电动机中心高 H=132 外伸轴直径 D=38 外伸轴长度 E=80。（2） 传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比 i 总=37.68 选择 V 带的传动比 ；12.5i减速器的传动比 。高速级齿轮转动比 ， 低速级齿轮传动比137.685.02i总 24.6。(由于是非标准的减速装置
33、，根据传动比分配原则，自行分配)3.405i（3） 传动装置的运动和动力参数第 12 页 共 43 页1）各轴的转速计算 1213440/min576/i.130.4/in.28./mi.53nmwnrrinirin2）各轴输出功率计算 1122334347.0.0.956.5267.38.8914106.02dPkWkkWPkk3）各轴输入转矩计算 11223344 7.02950546.46.19.8.3895046.706.1532.92.9500.18ddmTNmnPTnPNmTn第 13 页 共 43 页4）各轴的运动和动力参数如下表 2.2：表 2.2轴号 转速 1/(min)r功
34、率 /kW转矩 Nm0 1440 7.002 46.441 576 6.652 109.842 130.4 6.388 468.773 38.22 6.134 1532.694 38.22 6.012 1502.212.4.3 V带的设计与计算(1)确定计算功率 Pca 查表（教材机械设计）8-7 取工作情况系数 KA=1.1 则：caAPK1.702kWd（2） 选择 V 带的带型 由 Pca=7.702 nd=1400r/min 选用 A 型 V 带。（3） 确定带轮的基准直径 并验算带速 vd初选小带轮的基准直径 由表（以下出现未说明的表和图，均为教材机械设计或机械设1计课程设计上所有）
35、8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径 验算带速 v，按式验算速度d1=25，因为 ，故带速适合。计算大1.4025/9.4/606dmnvsm/30/svms带轮的直径 取 21d=i.31d2第 14 页 共 43 页（4） 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld由公式 初定中心距 d12d120.7()()0a=45计算带所需的基准长度： 22d10d120 31()2()4561445dLa ma由表 8-2 选带的基准长度 1600mm,计算实际中心距 a：dL00645322d m（5） 计算小带轮的包角： 1d217.057.308()8(12)194o oo oa（6）
36、计算带根数 Z：由 =125mm 和 ，查表 8-4a 得 ，根据d14/minmnr0.9P， 和 A 型带，查表 8-4b 得 ，查表 8-5 得 ，40/imnr12.5170.93K查表 8-2 得 ，.9LK73,.d0(.0)9.24rP计算 V 带的根数 Z 24.1.carP（7） 计算单根 V 带的初拉力的最小值由表 8-3 得，A 型带的单位长度质量 q=0.1/m2 20min2.5.50937.0.1948.142caKFqv NZ（8） 计算压轴力 Fp压轴力的最小值：10minmin 152s248.sin402op N（9） 带轮设计由表 8-10 查得 f=9
37、可算出带轮轮缘宽度：5.3e11963BzfV 带传动的主要参数如下表 2.3表 2.3名称 结果 名称 结果 名称 结果带型 A 传动比 2.5 根数 4第 15 页 共 43 页基准长度 1600mm 预紧力 181.41N带轮基准直径1253dm中心距 443mm 压轴力 1440N2.4.4 高速级齿轮传动设计（1）选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 按图 2.2 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。2） 输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度足够。3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40cr，调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮为45 钢，调质处
38、理，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4） 选小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮齿数 Z2=i2 Z1=24 4.426=106.224，Z2=107.齿数比 21074.5zu（2） 按齿面接触强度设计设计公式 21312.EdKTZuA1) 确定公式内的各计数值： 试选载荷系数 Kt=1.3 小齿轮传递的转矩 T=T1=109.84N m=109840N mm 查表 10-7 选取齿宽系数 1d 查表 10-6 得材料的弹性影响系数1289.EZMPa 由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮min160HMPa的接触疲劳强度极限 min250
39、HPa 计算应力循环齿数 9198267612301.658.8.445hNjli次次选取接触疲劳寿命系数 12,.9HNHNK 计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，1min2i20.96540.2.HNMPaSK2）计算第 16 页 共 43 页 试计算小齿轮分度圆直径 ，取 （取最小值） 。1td52.MPa2 21331 109845.19.82. . 65.4EtdKTZu m AA 计算圆周速度 10.465.7./6tnv ms 计算齿宽 dtb 计算齿宽与齿高比模数 15.42.71ttmz齿高 2. 6.0th601b 计算载荷系数根据 v=1.97m/s
40、，8 级精度，由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.06，因为是直齿齿轮，所以 ，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由表 10-4 用插入法查得 8 级精度小齿轮支HFK承非对称时 ；由 ， 查图 10-13 得 ，故动载系1.4510.72bh1.458HK1.42FK数 6AvH 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3311.54.9.27ttKd 计算模数 16927.8mz(3) 按齿根弯曲强度设计设计公式 132FaSdYKTzA1) 确定公式内的计算值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳度极限150FEMPa2380FEMPa 取弯曲疲劳寿命系数 .120
41、.86,9FNNK 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则：1.537.14FNEPaS第 17 页 共 43 页220.86524.91FNEKMPaS 计算载荷系数 K 1.506AvF 查取齿型系数查得 12.65,.18aaY 查去应力校正系数 2,.79SSaY 计算大、小齿轮的 并作比较Fa12.6580.136374FaSY2.9.574aSF2） 设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取 最小):FaSY2133 21.5069840.1572.093FaSdYKTmzA比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由
42、于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.05 并就接近圆整为标准值 m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数：169.327d取169.327.5dzm8z大齿轮齿数 取248i24（4） 几何尺寸的计算1）计算分度圆直径 122.70531dzm2）计算中心距 129a3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮 大齿轮70db175B270（5） 修正计算结果1） 28z214z第 18 页 共 43 页查表修正： 12.5,.168FaFaSSY2） 13.470./
43、60dnv ms3）齿高 h=2.252.5=5.625 ； 12.45.6bh查表 10-4 修正 40HK由 ， 查图 10-13 修正12.4bh1.1.2FK4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 .06.4.57AvH齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 121.06vFK5） 2 2133125798459.836.45.EdTZu m AA6） 1.560.174FaSY然而是大齿轮的大2.8.29aSF7） 1332 221.5069840.16.89aSdFYKTm mzA实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。19.7,.高速级齿轮的参数如下表 2.4：表 2.4名称 计算公式 结果/
44、mm模数 m 2.5压力角 n02齿数 12z28124传动比 i 4.426分度圆直径 12d70310第 19 页 共 43 页齿顶圆直径 *12aadhm75315齿根圆直径 *12()faf c63.75303.75中心距 12()z190齿宽 25Bb7570（6）齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表 2.5：表 2.5名称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm毂孔直径 d 2d55轮毂直径 D3 31.6D88轮毂宽度 L =(.5)8.取 76腹板最大直径 D0 04adm取 270板孔分布圆直径 D1 13()/2179板孔直径 D2 203.5.DD取 40腹板厚度 C =()B
45、 20根据参数设计的结构图 2.3：第 20 页 共 43 页图 2.32.4.5 低速级齿轮传动的设计（1） 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）仍然是选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度足够。3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 45 钢，调质处理，硬度为 235HBS，大齿轮为45 钢，正火处理，硬度为 190HBS，二者材料硬度差为 45HBS。4）选小齿轮齿数为 Z3=24，则大齿轮齿数 Z4=i3Z3=243.405=81.72，取 Z4=82.齿数比382.zu（2） 按齿面接触强度设计设计公式 22331.EdKTZuA1)
46、 确定公式内的各计数值 试选载荷系数 Kt=1.3 小齿轮传递的转矩 T=T2=468Nm=46877Nmm 查表 10-7 选取齿宽系数 1d 查表 10-6 得材料的弹性影响系数1289.EZMPa 由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮min350HMPa的接触疲劳强度极限 min4390HPa 计算应力循环齿数 第 21 页 共 43 页832881426030.142301.740.75hNnjli次次 由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 34.9,.5HNHNK 计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，3min34i40.952.5
47、.370.HNKMPaS2） 计算 试计算小齿轮分度圆直径 ，取 。3td46.5a2 2233311870.519.8. . .346EtdKTZud m AA 计算圆周速度 320.4./660tnv s 计算齿宽 1.1.3dtb 计算齿宽与齿高比模数 32.5.4ttmz齿高 01.36th1670.b 计算载荷系数根据 v=0.826m/s ，8 级精度，由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.05因为是直齿齿轮，所以 ，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由表 10-4 用插入1HFK法查得 7 级精度小齿轮支承非对称时 ；由 ， 查图 10-13 得.43610.72bh
48、1.436HK，故动载系数：1.43FK1.058AvH 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 33.582.27.3ttKd 计算模数 317.04mz第 22 页 共 43 页（3） 按齿根弯曲强度设计设计公式 23FaSdYKTmzA1)确定公式内的计算值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极380FEMPa限 4325FEMPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 .340.9,FNNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则：30.982.14FNEKPaS44.350.9M计算载荷系数 K 1.6.421.6AvF 查取齿型系数由表 10-5 查得 342.5,.aFaY查去应力校正系数 18SS计算大、小
