1、 全 日 制 普 通 本 科 生 毕 业 设 计 全套图纸，加 153893706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： 工学院湖南长沙提交日期：2011 年 05 月湖南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
2、人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。毕业设计 作者签名：2011 年 月 日目 录 摘要1关键词11前言22 茶叶烘干机总体概述22.1 工作原理22.2 破壳装置的工作参数的确定和计算32.3 速机构63 选择电动机73.1 原始数据73.2 选择电动机的型号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 电动机功率计算104.2 选择带轮的直径 1d， 2104.3 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 12 4.6 确定带轮的根数Z124.7 确定带的初拉力 F0124.8
3、计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251茶叶烘干机学 生：付斌善指导老师：李 明(湖南农业大学工学院，
4、长沙 410128)摘 要：毕业设计是我们在学完大学的教学计划所规定的全部课之后，综合运用所学过的全部理论知识与实践相结合的实践性数学环节。它培养我们进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固，扩大，深化所学知识的目的，它培养我们调查研究熟悉有关技术政策，运用国家标准，规范，手册，图册等工具书，进行设计计算，数据处理，编写技术文件的独立工作能力。我课题是一茶叶烘干机设计，在画图方面运用大量画图技巧。在此用到的制图软件是CAD。关键词： 茶叶，烘干机，AutoCAD,Design of Tea Drying MachineryStudent:Fu Binshan Tutor:Li Min
5、g(College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)Abstract: Graduation design is we at the three years teaching plan after all the class stipulated, a comprehensive use all the theoretical knowledge learned of the combination of practice and practical mathematical link.
6、 It trains we analysis and improve the ability of solving practical problems, so as to achieve consolidated, expand and deepen the knowledge purpose, it raise our investigation familiar with the relevant technical policies and national standards, specifications, using such reference books, pictures,
7、 manual design calculation, data processing, compile technical documents of the ability to work independently. My topic is a dryer some parts design and, in drawing aspects the use of large drawing skills. In the use of drawing software is CAD. 2Key words: Tea Drying Machinery AutoCAD1 前言 本设计的对象是茶叶烘
8、干装置茶叶，是著名的世界三大饮料之一，被称为“东方饮料的皇帝” 。经分析，茶叶中含有咖啡碱、单宁、茶多酚、蛋白质、碳水化合物、游离氨基酸、叶绿素、胡萝卜素、芳香油、酶、维生素原、维生素、维生素、维生素、维生素以及无机盐、微量元素等 400 多种成分。我国是茶叶的故乡，茶叶作为我国的特有饮料已有几千年的历史了。历代“本草”类医书在提及茶叶时均说它有止渴、清神、利尿、治咳、祛痰、明目、益思、除烦去腻、驱困轻身、消炎解毒等功效。近代研究发现，经常饮茶可提神醒脑。茶叶中含有 5左右的生物碱，其主要成分是咖啡碱，这种咖啡碱在泡茶时有 80可溶进水中，饮用后能兴奋神经中枢，促进新陈代谢，增强心脏功能；并能
9、促进胃液分泌，助消化，解油腻；还能加强横纹肌的收缩功能，因而能使人解除疲劳，提高劳动效率。因此，每天清晨喝一杯茶，会使人精神振作，精力充沛。而茶叶的烘干技术也是及其重要，它不仅可以保存茶叶内的各种营养成分，还可以提高茶叶的保存期限。现在一般的干茶技术就是热炒，这样不仅费时费力还会降低茶叶内的营养成分的含量。所以，研究茶叶烘干机对人民日常的饮茶习惯有着重要的作用。2 茶叶烘干机总体概述21 工作原理烘干机关键工序之一是烘干过程中即采取高温措施，又使新鲜食品内含物迅速地转化，使其水份充分挥发体积缩小。烘干机技术依据导热介质不同可分为金属导热，蒸气导热，空气导热，采用不同的导热介质可烘干不同的原料。
10、滚筒烘干机是利用金属导热连续烘干的设备，原料由送料斗送入温度为200280的滚筒内随着筒内导叶板的作用，产生滚筒翻滚抛扬和前进三种运动，在筒内热空气及筒壁，原料的接触下，表面和内细胞的水分迅速汽化。烘干原则：“烘匀”“烘透”“烘快”在导叶板的螺旋推动下，原料经过0.52分钟加温由筒尾端送出适用范围：可烘干各种颗粒状原料3优点：适用范围广，可改进性强、成本低、易控制、结构简单。22 设计方案方案（一）如图所示图2.1 方案（一）Fig 2.1 scheme (1) 分析：1，可以实现抛扬、前进、翻滚运动。2，原料温度不衡定要求操作水平高。3，原料可迅速升温。4图2.2 方案（二）Fig 2.2
11、scheme (2) 4，送料始端有原料倒流，可能形成负压，累积现象。分析：与方案一相比：1，采用电炉丝加热温度平衡，能得到稳定的温度。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）5Fig 2.3 scheme (3) 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
12、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）Fig 2.4 scheme (4)2. 3速机构方案（一）6图2.5 减速方案Fig 2.5 scheme (5)分析：由于计设滚筒直径较小，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滚筒直径加大，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
13、，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滚筒上的大齿圈，驱动滚筒旋转，整个减速机构全部安装在底座经螺栓固定在总支架上3 选择电动机31原始数据7滚筒的尺寸为450*1620mm(直径*长度)滚筒的转速v=0.3m/s,滚筒的初拉力F=1000N32选择电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型三相笼型感应电动机，封闭式结构，电压为380V1）选择电动机功率。工作机所需功率： 2.196.01/3.24510/ wwFvP2）电动机的工作功率：电动机到滚筒的总功率为： 321查得： =0.9
14、6（V 带传动） ； =0.98（滚子轴承） ； =0.97（齿轮精度为着级） ；123代入得： =0.960.680.970.86=1.2/0.86=1.39（KW）Pd查表，选电动机额定功率为1.5KW3） 确定电动机转速滚筒轴工作转速为：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，电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 电动机可用型号Table 3.1 motor available mo
15、dels 8综合考虑减轻电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要外形和安装尺寸如下：表3.2 电动机安装尺寸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
16、/i0=1500/2.8=535.7（r/min） 9II轴：n2=n1/i1=535.7/12.3=43.5（r/min）滚筒轴：n3=n2=43.5（r/min）2）计算各轴功率：I轴： （KW）152.96.0211PII轴： （KW）0.732p滚筒轴的输入功率：（KW）07.98.01.42Pw3）计算各轴转矩：电动机轴的输出转矩： ).(8510/39.5/90mNnPTd I轴： .327.11 II轴： )(9.41/./22滚筒轴的输入转矩： 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
17、Parameters and Force Argument List 4 带设计一）带传动计设的主要内容：选择合理的传动参数，确定带的型号、长度、根数、传动中心距安装要求（初拉力，张紧装置） 、对轴的作用力及材料、结构、尺寸等10二）求出带的初拉力，以便安装时检查，依据具体情况考虑张紧方案三）算出轴压力，以供计设轴和轴时使用四）由带轮直径及滑动率计算实际传动比和大带轮转速，以此修正减速器传动比的和输入转矩41电动机功率计算电机1500r/min 从到带轮 1.0 计算功率P d根据传递功率并考虑载荷的性质和每天工作时间的长短等因素确定的，即PdK A式中 P为传递功率单位为，K A为工作系数，
18、代入得1.01.51.542选择带轮的直径 ，1d2首先根据表14-4表14-7选取 ，为提高带的寿命在结构允许条件下，应d使 足够的大，然后再根据公式 选取接近表14-7 中的数值。1d 12%54.01748/)5( min/.0/43/49.56/5.71211rniddsv43验算带速v因为带过大，带在单位时间应力的循环次数增多，带的寿命将会降低；同时，带受到的离心力显著增大，从而使带下带轮间的压力下降，也会降低带传的工作能力。带速过大时应减小带轮的直径，但带速也不宜太低，因为带速过低，带的有效拉力过大，则所需带的根数Z过多，一般应保证v5m/s %54.01748/)5(min/.1
19、07./ /25/49.106/3622 rndi smv44确定传动的中心距a和带的基准长度Ld如无特殊要求，中心距一般可在 )(2)(221121 dda0.7(140+75)a12(140+75)150a143211初选 a1=362mm，可按下式计算所需带的计算长度 Ld010583624751024.364/)()(/ 220 addaLd然后从表 14-2 中选取和 Ld0相近的 V 带的基准长度 Ld1.查得 1002按下面公式近似计算实际中心距 a 342108536201 Ld考虑到安装调整和补偿初拉力 F0的需要，中心距的变动范围为： mLda94.3012.34. 175
20、15mxin 45 验算不带轮上的包角 000121269347518.ad合理。46 确定带轮的根数 Z lACkpz0式中 Ka为小包角修正系数考虑，a180 0对传动能力和影响，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，式中，K b为弯曲影响系数考虑带红过大带轮时所受弯曲应力的减kbnP10小对传动能力的影响，查表 14-9K1为传动比影响系数，考虑 i1 对传动能力的影响，查表 14-9V 带的根数 Z 愈多，各根 V 带的受力愈不均匀，一般 810，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 1.61KWKWP6.12
21、0142014539.639.0 由表查得包角系数 Ka=0.97KWLpa8.012长度系数 KL=0。99根， 94.0.9708.615)(0 LaKPdZ取 Z=147 确定带的初拉力 F0初拉力 F0是保证带传动正常工作的必要条件，单根 V 带较适宜的初拉力 F0的计算公式为 NqvKaZvPd5415.20248 计算带传动作用在轴上的力 FQ（压轴力）为设计安装带轮的轴和轴承，应计算 V 带作用在轴上的 FQ，如果不考虑带两边的拉力差，则压轴力 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材的选择要注意毛坏制造方法。直径d500时根据
22、设备能力，采用锻造或铸毛坏，当d500时多用铸造毛坯，材料的力学性能与毛坏尺寸有关。本机构齿轮传动属于开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，不会发生点蚀，因为磨损尚没有成熟的计算方法，故只进行齿根弯曲疲劳强度计算，并将按强度计算所得模数增大10%15%，来考虑磨损的影响。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Ft和径向力F r13图5.1 受力分析Figure 5.1 Stress Analysis 各
23、力的大小，Ft=2T1/d1=295501.6103/748450=90NFr=Fttg=90tg20 o=32.4NFn=Ft/cos=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、从动齿轮上各对分力的大小相等，方向相反，即F r=- Fr1，Ft=-Ft2，主动轮的圆周力F t与其相反，从动轮的圆周为F t2与其转速方向相同，两轮的径向力Fr1，F r2沿径向分别指向各自的轮心。 52齿面接触疲劳强
24、度计算 齿面的疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，为保证在预定期的工作时间里不发生疲劳点蚀，应使齿面的接触应力 H，小于其许用接触应为 H，即 H H。14112EuLFnH21ZEZE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 ubdKFTZHEH115 222 11 222
25、11 3065430.15.978.9798/60lim/59li HHHHHmMSZNs 接触强度足够ZE为弹簧性系数。L接触线长度，单位 综合曲率半径，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疲劳折断与齿根的弯曲应力及齿根的应力集中等因素有关，为使齿根在预期的工作时间里不发生疲劳折断，应使齿根最大弯曲应力 f，小于其许用弯曲应力 f，即 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
26、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，=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：16 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 4
27、NY 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，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=1.4S F3、S F4 均大于 SFmin，故安全。6 轴的设计轴的结构设计必须考虑以下几个主要因素：轴在机器中的安装位置有形式;轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及轴联接的方法
28、：载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺和装配工艺性等。影响轴的结构的相关因素颇多，所以轴的结构设计具有较大的灵活性和多样性。在进行轴的结构设计时，一般应已知：轴的转速，传递的效率，以及轴上零件的主要参数和尺寸等。以图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和方法。图中齿轮距箱体内壁的距离为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17轴的结构形式取决于轴上零件的装配方案。因而在进行轴的结构设计时，必须拟订几种不同的装配方案，以便进行比较与选择。轴的结构形式图即为装配方案之一
29、，按该方案装配时，圆柱齿轮、套筒、左端轴承、左端轴承端盖和V 型带轮依次从轴的左端装配。62确定各轴段的直径和长度（1）各轴段的直径 轴的直径取决于它所承受的载荷的大小。由于设计初期的长度、跨距及支座反力等都未确定，无法求出轴所受的载荷，此时只能用类比法或根据轴所传递的转矩的大小，初估轴的直径。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
30、355i Mn时，F取较小值，A取较大值。（2）各轴段的长度 各轴段的长度主要是根据安装零件与轴配合部分的轴向尺寸（或者考虑安装零件的位移以及留有适当的调整间隙等）来确定。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，并考虑到轴承部件的设计要求及轴承端盖和联轴器的装拆要求等定出。确定轴的各段长度应考虑保证轴向定位的可靠，与齿轮、联轴器等相配部分的轴长一般应比毂长短23mm。63轴上零件的轴向定位与固定轴上零件的轴向定位和固定的方式，常用的有轴肩、轴环、锁紧挡圈、套筒、圆螺母和止动垫圈、弹性挡圈、轴端挡圈及圆锥面等。在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
31、度才能真正最后确定下来。轴的强度计算轴的强度计算应根据轴上所受载荷情况采用相应的计算方法。对仅传递扭矩的的传动轴，按扭转强度公式计算：对既承受弯矩又承受扭矩的转轴，应按弯扭合成强度计算，必要时还应按疲劳强度条件精确校核安全系数。考虑到轴的强度计算在工程上接触较为多，所以，将首先根据关于强度计算的一般理论与方法，结合轴的受力特点，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：1834950.21746.238.AZMczRaNmdFx齿轮的作用力在垂直平面内的弯矩： 6430.1574.Ay
32、cRa齿轮作用力在截面作出最大的合成弯矩： 22263.Mz Nm求出扭矩:11591.5.m(6)轴的强度校核：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，对截面进行强度校核安全系数校核计算 由于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 331568.40.2aMcMPawd其 中b、由于是对称循环弯曲应力，故 m19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
33、为齿轮与轴为KK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2021591.23819/.12037TmNmMPaWp式中：p抗扭断面系数 33312.0217316de、由式（26.3-3）得 0361.72.9.16mSk式中： 42rMo 扭转疲劳极限，由于 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7 焊接工艺本烘干机底部支撑采用大量焊接。 211 焊接热源和金属熔池
34、的温度高于一般冶金温度，因而使金属元素强烈蒸发、烧损，并使高温区的气体分解为原子态，从而使一系列物理化学反应更加激烈。2 金属熔池的体积小，冷却快，熔池处于液态的时间很短(以秒计)，致使各种化学反应难于达到平衡状态，造成化学成分不够均匀。有时还会使金属熔池中的气体及杂质(如氧化物、氮化物)来不及逸出，而在焊缝中造成气孔、夹渣等缺陷。从而使焊缝金属的塑性和冲击韧性显著降低。为此，要获得优质的焊缝，必须解决两个主要问题：防止空气对焊接区域的有害影响；保证焊缝金属有合适的化学成份，以达到与母材金属等强度。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
35、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。为了保证焊缝金属有合适的化学成分，可通过焊条药皮或焊剂，也可以通过焊条芯或焊丝向焊缝金属输入脱氧剂进行脱氧，加入合金化元素，以利于改善和提高焊缝金属的机械性能。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，为了便于引弧和电弧的稳定燃烧，以保证焊接过程的顺利进行，焊接电源必须满足下列基本要求：1）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。故一般控制在 5090V 之间。2）焊接电源应具有陡降的外特性曲
36、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。一般工业用电(电灯照明、电力传动等)需要工作电压恒定不变，这类电源的外特性曲线是水平的，不能用作焊接电源。只有具有陡降的外特性曲线的焊接电源，才能确保电焊机的安全工作。焊接短路时，焊接电源的电压降低到几乎等于零，由于外特性曲线是陡降的，因此短路电流不致过大，可避免电焊机被烧坏。另外，电弧引燃后的电弧电压(与电弧长度有关)一般在1635V 范围内变化，这时焊接电源供给的电压也下降，可保证电弧的稳定燃烧。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22减速器中常用的
37、轴承是滚动承，滚动轴承类型可参照如下原则进行选择：（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，一般选用深沟球轴承，当轴承既承向载荷时，一般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）转速较高、旋转精度要求较载荷较小时，一般选用球轴承。（3）载荷较大且有冲击振动时，宜选用滚子轴承。在相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承载能力大，但当轴承同径 d20mm时，这种优点不显著，由于球轴承价格低廉，这时应选择球轴承。(4)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，一般选用自动调心轴承；反之
38、，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)同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。(6)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 轴的结构设计轴的结构主要取决于轴上零件、轴承的布置、润滑和密封，同时需满足轴上零件定位正确、固定牢靠、装拆方便、加工容易等条件。轴一般设计成阶梯轴。9.2 轴的径向尺寸的确定以初步确定的轴径为最小轴径，根据轴上零件的受力、安装、固定乃主加工要求，确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一般相差510mm。当滚动轴承肩定位时，其轴肩直径由滚动轴承标准中查取。为了
39、轴上零件装拆方便或加工需要，相邻轴段直径之差应取 13mm。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。9.3 轴的轴向尺寸的确定轴的轴向尺寸主要取决于轴上传动件的轮毂宽度和支承件的轴向宽度及轴向位置，并应考虑利于提高轴的强度和刚度。为保证轴向固定牢靠，应保证 C=23mm，同理，轴外伸段上安装联轴器、带轮、23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 1015mm;若轴承用油润滑，则取为 35mm。 轴上平键的长度应短于该轴段长度 510mm，键长要圆整为标准值。轴上零件端面距轴承盖
40、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 510mm。9.4 轴的强度校核根据初绘装配草图的轴的结构，确定作用在轴上的力的作用点。一般作用在零件、轴承处的力的作用点或支承点取宽度的中点，对于角接触球轴承或加圆锥滚子轴承，则应查手册来确定其支承点。确定了力的作用点和轴承间的支承距离后，可绘出轴的受力计算生产力简图，绘制弯矩图、扭矩图和当量弯矩图，然后对危险剖面进行强度校核。校核后，如果强度不够应增加轴径，对轴的结构进行修改或改变轴的材料。如果强度已够，而且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
41、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。因此，轴径大小应在满足其他条件后，才能确定。键连接强度校核，应校核轮毂、轴、键三者挤压强度的弱者。若强度不够，可增加键的长度，或改用双键，甚至可考虑增加轴径来满足强度的要求。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：1两端固定这种结构在轴承支点跨距300mm 的减速器中用得最多。对可调间隙的向心角接触轴承，可通过调整轴承外圈的轴向位置得到合适的轴承游隙，以保证轴系的游动，并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
42、(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。2一端固定，一端流动此轴系结构比较复杂，但容许轴系有较大的热伸长。多用于轴系及点跨距较大、温升较高的轴系中。安排轴承时，常把受径向力较小的一端作为游动 ，以减24小游动时的摩擦力。固定端可选用一个向心球轴承；但支点受力大、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，它的缺点是结构较复杂。10 机器安装与保养说明1）安装前应检查部件是否齐全，对薄板件，如滚筒，出进槽，隔热元件应轻拿轻放，严禁撞击，同时检查电炉丝是否受潮锈蚀。2）四个滚轮支撑；当移动错位可适当调整，进口处可以稍高于出口处，四底脚应尽量
43、安放平稳，不然工作时出现异常噪声。3）更换电炉丝时应同时放开螺钉，平稳下放。4）给四个滑轮定期进行润滑，检查紧定螺钉是否松动。5）工作时尽量不要摸隔热板， 以免酌伤。11 总结经过近半年的努力,我终于将毕业设计做完了.在这次设计过程中,我遇到了许多困难,这都暴露出了学习期间我在这方面的知识欠缺和经验不足.在李明老师的细心指导下我最终还是克服了种种困难，顺利的完成了毕业设计任务。对我来说,收获最大的是分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现我最缺少的是经验,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,把自己
44、暴露出来的不足加以改进，让自己更加优秀.参考文献 1濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2005.2洪家娣，李明，黄兴元.机械设计指导M.江西：江西高校出版社，2006.3单辉祖.材料力学M. 北京：高等教育出版社，2004.4成大先.机械设计手册S.北京：化学工业出版社，1992.5肖乾，张海，周大路，周新建.Pro/Engineer Wildfire 3.0 中文版实用教程M.北京：中国电力出版社，2008.6 赵明，许缪.工厂电气设备（第二版）.北京:机械工业出版社,2001.7 王昆.机械设计课程设计.武汉华中理工大学出版社,2003.8邱宣怀等编机械设计北京，高等教育出版社，1989.109成大先主编机械设计手册北京，机械工业出版社，1994.42510刘祖生.茶学研究新进展:纪念茶圣诞辰 1260 周年.茶叶，1993，19（2）:5-711赵和涛.电子技术在茶叶加工业中的应用.今日科技，1995（5）:912黄建琴.台湾几种茶叶加工新技术、新工艺.台湾农业情况，1992（3）:30-3113潘根生.机制名优茶的发展前景及对策.茶叶，1995，21（1）:12-1414赵和涛，特种
