1、 全 日 制 普 通 本 科 生 毕 业 设 计 网带式、茶叶烘干机Design of Tea Drying Machinery学生姓名： 学 号： 年级专业及班级： 指导老师及职称： 学 院： 工学院安徽合肥提交日期：2014 年 05 月安徽农业大学全日制普通本科生毕业论文（设计）诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文（设计）是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律
2、结果由本人承担。毕业设计 作者签名：李志琛2014 年 2月 15 日目 录 摘要1关键词11背景22 网带式茶叶烘干机总体概述22.1 工作机理22.2 破壳装置的工作参数的确定和计算32.3 减速机构63 选择发动机73.1 初始数据73.2 选择发动机的型号73.3 计算总传动比各分配各级传动比83.4 计算传动装置的运动和动力94 带设计104.1 发动机功率计算104.2 选择带轮的直径 ， 101d24.3 验算带速 v114.4 确定传动的中心距 a 和带的基准长度 Ld 114.5 验算不带轮上的包角 124.6 确定带轮的根数 Z124.7 确定带的初拉力 F0124.8 计
3、算带传动作用在轴上的力 FQ（压轴力）125 计设园柱齿轮轮传动135.1 注意事项和基本参数135.2 齿面接触疲劳强度计算145.3 齿轮强度计算156 轴的设计176.1 拟定轴上零件的装配方案176.2 确定各轴段的直径和长度176.3 轴上零件的轴向定位与固定187 焊接工艺208 选择滚动轴承229 轴跟轴承的设计239.1 轴的结构设计239.2 轴的径向尺寸的确定239.3 轴的轴向尺寸的确定239.4 轴的强度校核239.5 滚动轴承的组合设计2410 机器安装与保养说明2411 结论24参考文献 25致谢25茶叶烘干机学 生： 指导老师：(摘 要：大学期间最后一次作业毕业设
4、计。毕业设计是对在校的每一位大学生的最后的检验，我们知道毕业设计是一个综合性的工作。首先它不仅需要我们用到大学期间学到的相应专业的知识；而且还要合理运用我们大学期间培养起来的分析、处理、解决问题的能力。因此这也就对我们要求比较高的，要求我们必须熟练掌握专业课知识，理解专业课的内容。所以一篇好的毕业设计的完成，也就意味着大学顺利完满的结束。我的课题是网带式茶叶烘干机设计。我们都知道随着茶叶产量的提高，单纯的手工炒茶已经不能满足市场的需求，所以茶叶烘干机也就理所当然的应运而生了。但是随着烘干机的发展市场上也是出现了多种多样的系列。而在本文中我的研究主要是网带式茶叶烘干机。所以我将针对网带式烘干机的
5、各部件进行研究分析，进行合理的优化已达到最佳的烘干效果。关键词： 茶叶、烘干机、网带、AutoCAD全套图纸加 153893706Design of Tea Drying MachineryStuden: (College of Engineering, AnHui Agricultural University, HeFei 410128)Abstract: university during the last operation, graduation design. Graduation design is for every college student in school of f
6、inal inspection, we know that graduation design is a comprehensive work. First of all, it not only requires us to use the university learned during the corresponding professional knowledge; But also to reasonable use of our university fostered during the analysis, processing, the ability to solve th
7、e problem. So it requires higher for us, requires us to master specialized knowledge, understand the content of the course. So a good graduation design is complete, also means that the smooth completion of university. My topic is - mesh belt type tea dryer design. We all know that with the improveme
8、nt of tea production, pure handmade Fried tea already cannot satisfy the demand of the market, so the tea dryer is of course arises at the historic moment. But with the development of the dryer is also appeared on the market a variety of series. In this article, I research is mainly mesh belt type t
9、ea dryer. So I will be on the parts of the mesh belt dryer is research analysis, reasonable optimization has reached the best drying effect. Key words: Tea Drying Machinery mesh belt AutoCAD 1 背景我们都知道茶叶在我们国家有很悠久的历史发展至今仍是非常深受人们的热爱。东方的茶叶和西方的咖啡一样，都是世界上最著名的三大饮料之一，而且还被被誉为“东方饮料的皇帝” 。经过试验，茶叶中含有咖啡碱、叶绿素、游离氨基
10、酸、胡萝卜素单宁、茶多酚、芳香油、酶、蛋白质、碳水化合物、维生素原、维生素、维生素、以及无机盐、微量元素等 400 多种成分。茶叶是我国的特产之一。历代“本草”类医书在提及茶叶时均说它有止渴、清神、治咳、益思、利尿、祛痰、明目、消炎解毒、驱困轻身、除烦去腻等功效。我们可以发现我们身边有很多人都在喝茶，而且还能发现经常喝茶的人每天的精力是非常旺盛的感觉有永不忘的能量。科学研究表明茶叶中含有 5左右的生物碱，而这其中大多数是咖啡碱，而且这种咖啡碱在泡茶时有 80可溶进水中，当人们饮用溶有咖啡碱的的茶后能使神经中枢产生兴奋，进而促进新陈代谢，增强心脏勃起能力；而且还能促进胃液分泌有助于助消化对胃不好
11、的人很是适合，解油腻；所以能使人解除疲劳感提高劳动效率。所以，每天一杯茶，生活乐到家。我们都知道一个好产品的产生并不是我们用语言就可制造出来的。而是要经过很多道的工序，进行慢慢加工而获得的。因此对于茶叶也是一样的。在制茶的那么多道工序中，烘干工艺又是非常重要的，因此此道工序的好坏决定着制造出来茶的口感。影响着茶叶的质量。因为烘干过程不仅仅是把水分蒸发出去它还需要保存茶叶中大量丰富的营养物，还要可以能提高茶叶的保存时间。对于我们生活中现在常见的茶叶烘干技术就是热炒。这种纯手工的工序虽然可以做出口感比较好的茶叶。但是这种技术不仅会浪费大量的时间和劳动力，产量不高，效率低下不能适应市场需求，而且茶叶
12、中所含的丰富营养元素也会丢失。所以，好的茶叶烘干机的对人们的日常生活起着决定性因素。2 网带式茶叶烘干机总体概况21 工作机理我们都知道水分的挥发最主要的因素就是有高温。所以烘干机顾名思义就是能使用高温把物品表面和内部水分迅速烘干的机械。但是只是简单的达到烘干效果还是远远不够的，对于茶叶烘干机来说，烘干是最基本的，而且还要使新鲜茶叶内含物迅速地转化，又要使其水份充分挥发体积缩小。我们知道热源的传递可以通过很多不同介质存在。所以烘干机技术根据导热介质不同可分为金属导热，空气导热，蒸气导热。采用不同的导热介质可烘干不同的原料。然而对于我们的网带式茶叶烘干机就是利用金属导热持续烘干的机械设备。首先我
13、们将事项贮备好的原料或者茶叶由送料斗口送入温度为 200300的网带式内。然后使原料随着筒内导叶板的运动，此时随着倒叶板的转动原料会产生翻滚、抛扬、前进三种运动。而此时原料在筒内热空气及筒壁的接触下，表面和内细胞的水分迅速挥发。对于网带式茶叶烘干机有以下优点：一、烘干速度快；二、烘干效果好，达到里外都一样；三、对于大批量的茶叶烘干比较均匀；四、对于不同形状大小的茶叶都可以顺利的烘干；五、该机械结构简单成本较低还便于控制。22 设计方案方案（一）如图所示图2.1 方案（一）分析：1，可以实现抛扬、翻滚、前进运动。2，原料温度不衡定要求操作水平高。3，原料可迅速升温。4，送料前端有原料倒流，可能形
14、成负压，出现累积现象。图2.2 方案（二）分析：与方案一相比1，采用电炉丝加热温度平衡，能得到恒定的温度。2，圆四围及两端加隔热板，减少热量散发。3，采用送料斗将原料送入螺旋叶中间避免形成负压，累积现象。4，缺点：杀青需多透少闷，而四围封闷出现闷现象。5，内螺旋叶焊接困难。方案（三）如图2.3所示图2.3 方案（三）分析：1，内圆筒旋转，最底层加热，外螺旋叶便于焊接加热时间长。2，内圆筒与外圆筒总有间隙当原料萎软时易出现挤塞现象。方案（四）如图2.4所示分析：1，导叶板采用厚2毫米、宽50毫米、长2米。2，电炉丝加热（采用双丝便于多水分原料加热）3，四周壁加隔热板，便于热量贮藏两端通畅，便于进
15、出原料也防止多闷少透。4，采用类似台式钻床的多种基准带轮，便于改进传动比。图2.4 方案（四）2. 3减速机构方案（一）图2.5 减速方案分析：因为计设网带式直径较小，原料较轻时，固采用滚轮磨擦带动蜗轮蜗杆减速。方案（二，三）分析：量大送料斗出现弯曲迫使网带式直径加大，重量加大，采用直齿轮和蜗轮蜗杆减速。方案（四）图2.6 减速方案Fig 2.6 scheme (6)本设计用于家庭式制作，量少时保证尽可能提高生产效率，因此采取较高温度，转速相对较快的减速机构，采用直齿轮加多种基准直径的带轮。具体采用皮带轮输齿轮二级减速运动经过皮带轮减速小齿轮传到主网带式上的大齿圈，驱动网带式旋转，整个减速机构
16、全部安装在底座经螺栓固定在总支架上3 选择发动机31原始数据网带式的尺寸为450*1620mm(直径*长度)网带式的转速v=0.3m/s,网带式的初拉力F=1000N32选择发动机的型号本机构在常温下连续工作，载何平衡，对起动无特殊要求，但是工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼型感应发动机，封闭式结构，电压为380V1）选择发动机功率。工作机所需功率： 2.196.01/3.24510/ wwFvP2）发动机的工作功率：发动机到网带式的总功率为： 321查得： =0.96（V 带传动） ； =0.98（滚子轴承） ； =0.97（齿轮精度为着级） ；123代入得： =0.960.680.970.
17、86=1.2/0.86=1.39（KW）Pd查表，选发动机额定功率为1.5KW3） 确定发动机转速网带式轴工作转速为：按表推荐的传动比合理范围，取带传动的传动比i 1=24，二级圆柱齿轮减速传动比i2=1040，则总传动比合理范围为i=20160，发动机转速的可选取范围为n m=in m=（20160）1.39=（27.81423）r/min符合这一范围的同步转速有三种，可查得三种方案如下：表3.1 发动机可用型号Table 3.1 motor available models 综合考虑减轻发动机及传动装置的重量和节省资金，选择同步转速为1500r/min,Y90L-4型号，其主要参数如下查主
18、要外形和安装尺寸如下：表3.2 发动机安装尺寸Table 3.2 motor installation dimensions33计算总传动比各分配各级传动比1）计算总传动比： = 1500/11.4686Wmni/2）分配传动装置传动比： “0i式中： i 0i分别为带传动和减速齿轮的传动比；为使带传动外廓尺寸不致过大，而 ，所以：8.27.308.2/6/0 i3）分配各级传动比。 9.4/./12i34计算传动装置的运动和动力参数1）计算各轴转速I轴： n1=n w/i0=1500/2.8=535.7（r/min） II轴：n2=n1/i1=535.7/12.3=43.5（r/min）网带
19、式轴：n3=n2=43.5（r/min）2）计算各轴功率：I轴： （KW）152.96.0211PII轴： （KW）0.732p网带式轴的输入功率：（KW）07.98.0.142Pw3）计算各轴转矩：发动机轴的输出转矩： ).(8510/39.5/90mNnPTd I轴： .327.11 II轴： )(9.41/./22网带式轴的输入转矩： 106./50950WWnPT将上面算得的数据运动参数和力参数列表如下表：表3.3 运动参数和力参数列表Table3.3 Motion Parameters and Force Argument List 4 设计带（1）设计传动带的主要内容是：选用合适的
20、参数，确定传送带的长度、根数、型号、对轴的作用力、中心距安装要求及结构、尺寸、材料等。（2）求出带的初始拉力F 0，方便安装时进行检查，张紧情况需要具体考虑。（3）为了设计轴，需要先算出轴压力。（4）计算大带轮转速、实际传动比，最后用来修正输入转矩、减速器传动比。41 计算发动机功率已知电机 1.0，电机1500r/min 根据荷载的性质、每天工作的时间等因素与公式PdK A，其中传递功率为P，为单位，工作系数为K A，代入上述公式最后得1.01.51.5。42 带轮的直径 ， 的选择1d2根据表14-4和表14-7选取 ，在条件允许的情况下，使 足够的大以提d 1d高带的使用年限，再根据 选
21、取数值，需要接近表14-7 中的数值。12%54.01748/)5( min/.0/43/49.56/5.7211rniddsv43 验算带速v带过大会将使用寿命大大的降低，再者，会增大带所受到的离心力，自然而然的会使带轮压力下降，降低传带的工作性能。带速不能过低，不然的话拉力过大，带的根数也会过多，带速过大也不行，这时会降低带轮的直径，一般应该v5m/s %54.01748/)5(min/.107./ /25/49.106/3622 rndi smv44传动中心距a和带的基准长度Ld的确定在没有特殊要求的情况下，中心距可在 )(2)(221121 dda0.7(140+75)a12(140+
22、75)150a1432初选 a1=362mm，所需带的计算长度 Ld0根据下面公式计算：1058362475124.364/)()(/ 220 addaLd然后在表 14-2 中选取 V 带的基准长度 Ld1.需要和 Ld0相近，查得为 1002。实际中心距 a 根据公式大概计算： 34218536201 Ld考虑到补偿初拉力 F0和安装调整的需要，中心距在以下范围内波动： mLda94.30120.34. 17515mxin 45 不带轮上的包角 的验算000121269347518.ad验算结果合理。46 带轮的根数 Z 的确定 lACkpz0其中 Ka为小包角修正系数，考虑到 a180
23、0对带的影响，查表 14-8；K 为带长修正系数，考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响，公式，其中 Kb为弯曲影响系数；带红过大会使带轮受到的弯曲应kbnP10力减小，这样对带的传动能力有着影响，于是查表 14-9；式中 K1是传动比影响系数，考虑到 i 不等于 1 对传动能力的影响，于是查表 14-9；如果 V 带的根数愈多，每根 V 带的受力就越不均匀，通常根数在 810 左右，否则应改为选带的截型。查得 A 型 V 带的额定功率分别为 1.39KW 和 1.61KWKWP6.120142014539.639.0 由表查得包角系数 Ka=0.97KWLpa8.长度系数 KL=0.99根，
24、 94.0.9708.615)(0 LaKPdZ取 Z=147 带的初拉力 F0的确定要想带传动正常工作的话，必须确定适宜的初拉力 F0，单根 V 带适宜的 F0的计算公式： NqvKaZvPd5415.20248 计算带传动作用在轴上的力 FQ（压轴力）首先应该计算 V 带作用在轴上的 FQ然后设计安装轴和轴承。如果不考虑带两边的拉力差，则 FQ可以近似计算为 Nz10269sin05 计设园柱齿轮轮传动51 注意事项和基本参数齿轮的选择要注意毛坯的制造方法。如果直径d500的时候需要根据设备的能力，采用铸毛坯或者锻造，如果d500的情况下一般经常用铸造毛坯，毛坯的尺寸影响着材料的力学性能。
25、本机构齿轮传动属于开式齿轮传动，它的主要失效形式是轮齿折断和齿面磨损，不会发生点蚀，由于磨损尚没有成熟的计算方法，所以只计算齿根弯曲疲劳强度，并且需要考虑磨损的影响将强度计算所得模数增大10%到15%。为计算齿轮的强度，同时也为轴、轴承的计算，首先要分析齿轮轮齿上的作用力，如下图所示为轮齿的受力情况，忽略齿面间的磨擦力，齿面作用的法向力F n,其方向垂直于齿面。为计算方便，将F n在节点分解为相互垂直的两个力，即圆周力F t和径向力F r图5.1 受力分析求得各力的大小：Ft=2T1/d1=295501.6103/748450=90NFr=Fttg=90tg20 o=32.4NFn=Ft/co
26、s=90/cos20 o=96.7N式中T为作用在小齿轮上的扭矩，T=9550P/nd1小齿轮的分度圆直径，对于变位齿轮应为节圆直径单位，分度圆压力角，标准齿轮=20 oP齿轮传动的名义功率，单位KW，N小齿轮转速单位r/min各力的方向：主、从动齿轮上每对分力的方向相反，大小相等，即F r=- Fr1，Ft=-Ft2，主动轮的圆周力F t与其相反，从动轮的圆周F t2与其转速方向相同，两轮的径向力F r1，F r2沿径向分别指向各自的轮心。 52 齿面接触疲劳强度计算 齿面接触应力的大小影响着齿面的疲劳点蚀，为了确保在预定期工作时间不发生疲劳点蚀，当使齿面的接触应力 H其许用接触应为 H。1
27、12EuLFnH21EuZEZE为弹性系数，单位为 MPaL接触线长度，单位mm为综合曲率半径，单位mm分别为两圆柱体的曲率半径21q接触区域单位长度上的载荷，单位为N/m2coscos2ZabFtaFtLnqb为齿轮的工作宽度，单位为 mm重合度系数Z 31sin2i sin2sii111 12adadU为齿数比将（2） （3）代入到（1）得， conaubdKFtZEH.si21令 aHin所以 ubdKFTZHEH1 222 11 22211 3065430.15.978.9798/60lim/59li HHHH mMSZNs 得出接触强度足够ZE为弹簧性系数。L接触线长度，单位 综合曲
28、率半径，单位。 ， 分别为两圆柱体的曲率半径。Q接触区域单位长度上的载荷，单位为Nm.b齿轮的工作宽度，单位Z 重合度系数。53 齿轮强度计算齿根的应力集中和弯曲应力等因素影响着齿根的疲劳折断的情况，为使齿根在预期工作时间不发生疲劳折断，当使齿根最大弯曲应力 f其许用弯曲应力 f。（1）按表得： F=Ft/6mnKAKVKF KF YFSY（2）式中弯曲强度计算的载荷系数：KF = KH =1.65KF = KH =1.1（3）复合齿形系数 YFS：按 Zv3=21.4，Z v4=87.6，查图得：YFS3=4.3 ，Y FS4=3.9（4）弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数：按 v =1.64
29、，=12，查图得： Y =0.68（5）将以上各数值代入齿根弯曲强度计算公式得： F3=78399/（1478）1.51.011.651.14.30.68=536 F4= F3YFS4/ YFS3=536(3.9/4.3)=486（6）计算安全系数 SF：由表 23.2-22 得：SF= FEYNYSrelTYRrelTYX/ F（7）式中寿命系数 YN：对合金钢，由图查得弯曲疲劳应力循环基数为N =3106，N 3N ，N 4NY N3= YN4=1（8）相对齿根圆角敏感系数 YSrelT：由图得：YSrelT3= YSrelT4=1（9）相对齿面状况系数 YRrelT：由表 23.2-45
30、，R a3=Ra4=1.6m，按式得：YRrelT=1（10）尺寸系数 YX：由图得：Y X=1（11）将以上数值代入安全系数计算公式得：SF3 =9001111/486=1.68SF4 =8601111/486=1.77（12）由式可知 SFmin=1.4所以 SF3、S F4均大于 SFmin，故安全。6 轴的设计由于能影响轴结构设计的可变因素很多很多，所以我们可以很灵活的对轴结构进行设计。因此在对轴的结构进行设计时需要考虑到的因素有：（1）机器中对于安装轴的位置有特殊的规定;（2）安装在机器中轴上的零件的类型、数量、尺寸和如何进行轴联接有具体的规定；（3）轴采取什么样的加工工艺和装配工艺
31、性等有要求。对轴的机构进行设计时，一般是需要知道下面这些数据：（1）传递的效率，（2）轴的转速， （3）轴上各零件的尺寸和主要参数等。下面以单级圆柱齿轮减速器的输入轴的结构设计为例，介绍轴的结构的一般步骤。上面图示中齿轮与箱体内壁之间的距离为a；流动轴承内侧端面离箱体内壁的距离为s；v带轮内侧端面流动轴承端盖的距离为L；a、s和L均为经验数据。61拟定轴上零件的装配方案轴的机构形式取决于轴上各零件所采取的装配方案。所以在对轴进行结构设计时，一般都要有几套装配方案作为备用的，以此进而选出最佳的装配方案。轴的结构形式图即为装配方案之一，按照该方案装配时，依次从轴的左端起装配圆柱齿轮、套筒、左端轴承
32、、左端轴承端盖和V型带轮。62确定各轴段的直径和长度（1）各段轴的长度 各轴段的长度主要取决于安装零件的位移以及留有适当的调整间隙等。公式（此处B为轴承宽度） ；L3为齿轮宽度，而L1则应根据联轴器的毂长依据轴承部件的设计要求和轴承端盖和联轴器的装拆要求在保证轴向定位的可靠，齿轮、联轴器等相配部分的轴长通常轴的各段长度应要比毂长短23mm。（2）各段轴的直径 所承受的载荷的大小决定轴的直径。设计初期的长度、跨距及支座反力等都尚未确定，故轴所承受的载荷无法断定，此刻只能根据轴所传递的转矩的大小或者用类比法来初步估计轴的直径。扭转剪应力，单位为Mpa；T为轴传递的转矩，单位为N.mm;Wt为轴的抗
33、扭截面模量，单位为mm3；P为轴的传速，单位为r/min;d为轴的直径；F为许用扭转切应力，单位为Mpa。注：1 论文所列的F及A值，当弯矩较扭矩小或只受扭矩时，F取较大值，A取较小值；反之F取较小值，A取较大值；2 当用Q235及355i Mn时，F取较小值，A取较大值。63轴上零件的轴向定位与固定依据轴上所受载荷情况，来选取轴的强度计算方法。对单单只受到传递扭矩的传动轴，按扭转强度公式计算：但是对于既承受弯矩又承受扭矩的转轴，需要按照弯扭合成强度计算，必要的时候应考虑疲劳强度来对安全系数进行校核。考虑到轴的强度计算在工程上接触较为多，所以首先将根据关于强度计算的通常理论与方法，考虑到轴的不
34、同受力特点，分专题概括列出轴的强度计算要点，然后通过一个设计内容与设计要求较全面的轴设计实例，具体展示轴的强度计算的过程、步骤一与内容。齿轮的作用力在水平面的弯矩： 34950.21746.238.AZMczRaNmdFx齿轮的作用力在垂直平面内的弯矩： 6430.215374.AycRa齿轮作用力在截面作出最大的合成弯矩： 2226.Mz Nm求出扭矩:11591.5.m(6)轴的强度校核：首先确定危险截面：由轴的结构尺寸及弯矩图、扭矩图、截面处弯矩最大，故对截面进行强度校核。然后进行安全系数校核计算，因为该减速器轴转动弯矩上起对称循环的弯应力，转矩引起的我脉循环的剪应力a、弯曲应力幅为 3
35、31568.40.2aMcMPawd其 中b、因为是对称循环弯曲应力，故 m图 6.1 受力分析图Figure 6.1 Stress FenXiTu c、由公式得： 1380142.6amSk式中： 对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，取 380a1 1弯曲和扭转时的有效应力集中系数，取 2，因为齿轮与KK轴为套体表面质量系数，取 1弯曲和扭转时的尺寸影响系数，取 0.62 d、剪应幅为 21591.23819/.12037TmNmMPaWp式中：p抗扭断面系数3330.2.120.721316Wpde、由式（26.3-3）得 0361.72.9.16mSk式中： 42rMo 扭转疲劳极限，因为
36、 26.1-1 得 230a1 剪应力有效应力集中系数， 取为 1.7K K同正应力情况平均应力折算系数，由表 26.3-13 取 0.29 f、轴截面安全系数由式得 221436Sg、由表可知1.3-1.5可见所以该轴截面是安全的轴上零件的轴向定位和固定的方式通常的有轴环、锁紧挡圈、轴肩、圆螺母、套筒和止动垫圈、轴端挡圈、弹性挡圈及圆锥面等。当轴上零件轴向定位和固定的方法确定后，轴的各段直径和长度才能确定。7 焊接工艺本烘干机底部支撑大量采用焊接。7.1 焊接注意事项1 通常焊接热源和金属熔池的温度要高于冶金温度，此时金属元素将猛烈蒸发、烧损，同样也会使高温区的气体分解为原子态，从而加剧一系
37、列物理化学反应。 （引用单辉祖.材料力学M. 北京：高等教育出版社，2004.）2 为了防止空气对焊接区域的有害影响，可在焊接区域外围采用气体保护层，如电焊条药皮中加入造气剂、气体保护焊采用保护气体都属于这种措施。另外，在药皮中加入造渣剂以形成熔渣覆盖到液态金属的表面，同样能起到保护作用。 （引用单辉祖.材料力学M. 北京：高等教育出版社，2004.） 3 金属熔池因为体积很小，冷却速度快，所以熔池处于液态的时间很短，这样就很难达到各种化学反应的平衡状态致使各化学反应不能均匀的划分。有时也会因为金属熔池中的一些气体和杂质(如氧化物、氮化物)来不及排除，就会使焊缝造成气孔、夹渣等一系列缺陷。这样
38、就会让焊缝金属的塑性和冲击韧性明显的降低。为此，要获得优质的焊缝，必须解决两个主要问题：一是要防止空气对焊接区域的有害影响；二是要保证焊缝金属有合适的化学成份，从而达到与母材金属等强度。 （引用单辉祖.材料力学M. 北京：高等教育出版社，2004.）4 通过焊条药皮或焊剂或者通过焊条芯或焊丝向焊缝金属输入脱氧剂进行脱氧以确保焊缝金属有合适的化学成分，比如加入合金化元素，以改善和提高焊缝金属的机械性能。 （引用单辉祖.材料力学M. 北京：高等教育出版社，2004.）7.2 焊接电弧对电源的要求电弧焊设备是供给电弧焊电源的装置，它可以是直流电源装置，也可以是交流电源装置，为确保焊接过程的顺利进行以
39、便于引弧和电弧的稳定燃烧，下列基本要求焊接电源必须满足：1）焊接电源应具有陡降的外特性曲线电源的外特性是指电路上负荷变化时，电源供给的电压与电流的关系，这个关系通常用曲线表示，称为外特性曲线。通常工业用电(电灯照明、电力传动等)通常工作电压是不变的，这类电源的外特性曲线通常都是水平的，故不可以用做焊接电源。只有在陡降的外特性曲线时焊接电源，才可以保证电焊机的安全工作。当焊接出现短路情况时，焊接电源的电压会降到几乎为零，因为外特性曲线是陡降的，所以短路电流不致过大，一般是可以避免电焊机被烧坏。另外，电弧引燃后的电弧电压通常在 16-35V 范围内变化，这时焊接电源供给的电压也会下降，此时可保证电
40、弧的稳定燃烧。2）应用适当的空载电压为便于引弧，空载电压不能太低。但如果太高，则焊工操作不安全，故通常控制在 50-90V 之间。3）焊接电源应能根据焊件的材质和厚度不同，方便地进行调节。8 选择滚动轴承滚动承是减速器中常用的轴承，对于滚动轴承的类型需要考虑以下因素：（1）考虑轴承所承受载荷的方向与大小。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，通常选用深沟球轴承，当轴承既承向载荷时，通常选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承。当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，但轴向载荷不大时，应优先选用深沟球轴承。（2）当载荷较大同时伴有冲击振动时，一般较宜选择滚子轴承。在相同外形尺寸下，滚子轴承通常比球轴承载能力大，但
41、当轴承同径大于 20mm 时，因为球轴承价格低廉，这时应选择球轴承。转速较高、旋转精度要求较载荷较小时，通常也会选用球轴承。（3）轴的刚度较差、支承间距较大，轴承孔同轴度较差或多支点支承时，通常选用自动调心轴承；反之，不能自动调心的滚子轴承仅能在轴的刚度较大、支承间距不大、轴承孔同轴度能严格保证的场合。(5)同轴上的各不同支承应该尽量选择同类型号的轴承。(5)经济性。若几种轴承都适合工作条件，则优先选用价格低的。9 轴跟轴承的设计9.1 轴的结构设计轴上零件、轴承的布置、润滑以及密封会影响轴的结构，同时需满足轴上零件加工容易、定位正确、装拆方便、固定牢靠等条件，轴通常设计成阶梯轴。9.2 轴的
42、轴向尺寸的确定轴的轴向尺寸主要由轴上传动件的轮毂宽度和支承件的轴向宽度及轴向位置决定，同时要考虑到轴的强度和刚度。为保证轴向固定牢靠，应保证 C 等于 2-3mm，同理，轴外伸段上安装联轴器、带轮、链轮时，必须同样处理。轴承用脂润滑，为了安装挡油环，轴承端面距箱体内壁距离为 10-15mm;若轴承用油润滑，则取为 3-5mm。 轴段长度要高于轴上平键长度的 5-10mm，键长要为标准值。轴上零件端面与轴承盖之间的距离为 B。如轴端采用凸缘式联轴器，则用嵌入式轴承盖时，则 B 可取 5-10mm。9.3 轴的径向尺寸的确定根据轴上零件的受力、安装、固定乃主加工要求，以初步确定的轴径为最小轴径，确
43、定轴的各段径向尺寸，轴上零件用轴肩定位的相邻轴径的直径通常相差 5-10mm。当滚动轴承肩定位时，在滚动轴承标准中查取其轴肩直径。相邻轴段直径之差应取 1-3mm 以保证轴上零件装拆方便或加工需要。轴上装滚动轴承和密封件等处的轴径应取相应的标准值。需要磨削加工或车制螺纹的轴段，应设计相应的砂轮越程槽或螺纹退刀槽。9.4 轴的强度校核根据初绘装配草图的轴的结构以确定作用在轴上的力的作用点。通常宽度的中点为作用在零件、轴承处的力的作用点或支承点，对于角接触球轴承或加圆锥滚子轴承，则应查手册以确定其支承点。在已经确定了力的作用点和轴承间的支承距离后，就可以绘出轴的受力计算生产力简图，绘制弯矩图、扭矩
44、图和当量弯矩图，然后对危险剖面进行强度校核。校核后，如果强度满足要求，同时已经算出的安全系数或计算应力与许用值差不大，则初步设计的轴结构正确，可以不再修改；若计算值小于许用应力，也不要马上减小轴径，因为轴径不仅由轴的强度来确定，还要考虑联轴器或对轴的直径要求及轴承寿命、键连强度等要求。假如强度不够则应该增加轴径，对轴的结构进行修改或改变轴的材料。因此轴径大小应在满足其他条件后才能确定。9.5 滚动轴承的组合设计轴承的组合设计应从结构上保证轴系的固定、游动与游隙的调整，常用的结构有：（1）一端固定，一端流动这种轴系结构通常较为复杂，但是容许轴系的热伸长比较大，故而多用于轴系及点跨距较大、温升较高的轴系中。安装轴承时，为了减小游动时的摩擦力，一般会把受径向力较小的一端作为游动。固定端则选一个向心球轴承。但是当支点受力大、要求刚度高时，也可以采用一对向心角接触轴承组合，并使轴承间隙达到最小。（2）两端固定这种结构在轴承支点跨距大于 300mm 的减速器中用得最多。通过调整轴承外圈的轴向位置，对可调间隙的向心角接触轴承得到合适的轴承游隙，以保证轴系的游动，达到一定的轴承刚度，使轴承运转灵活、平稳。有固定间隙的轴承，如向心球轴承(深沟球轴承)可在装配时通过调整，使固定件与轴承外圈外侧留有适量的间隙。10 机器安装与保养说明1、安装前一定要检
