总体设计方案的拟定

2 总体设计方案的拟定 2.1 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]。 2.1.1 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。 2.1.2 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。 2.1.3 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。 图1 方案一 示意图 Fig1.The figure of program1

方案二（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 Fig2.The figure of program2

2.1.4 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传动，是系统传动更准确。因此通过比较最终选择方案一。 2.2 总体结构设计 2.2.1 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①：选用Y80M2三相异步电动机[11]。 （2）减速机构②：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③：由加压支柱、滑道、滑块、杠杆、揉盖组成。 （4）揉桶④：揉桶外径为250mm。 （5）揉桶盖⑤：其下方的锥面上设有四根圆弧形棱骨。 （6）揉盖⑥：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 Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine

2.2.2 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、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 2.皮带轮 3.高速轴 4.锥齿轮 5.主轴 6.转臂轴 7.揉桶 1．Electric machine 2.sheave 3.high speed shaft 4.angle gear 5.principal axes 6.tumbler axes 7.knead cask

2.3 各执行机构主要参数的初步确定

2.3.1 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=120mm。 2.3.2 减速机构 所需转速n=168r/min 所需功率P2=0.24Kw 2.3.3 揉盘

揉盘外径为478mm,揉盘板面上均布12根棱骨。揉盘倾斜度6°。 2.3.4 揉桶

揉桶外径为D=250mm。 2.3.5 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Y80M2型号三相异步电动机11，其特征如表：

表2 电动机的型号 Table 2 the type of the electromotor

电动机型号 额定功率 输出转速 质量

Y80M2 0.25Kw 640r/min 16Kg 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 2.4.1 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V带传动和齿轮传动组成的传动装置，V带传动的传动比不能过大，否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640rad/min，要求的输出为60rad/min,则总传动比为：

64010.5760mmni

n (1)

V带传动比常用围是 i =2~5， 圆锥齿轮传动比的范围是 i=2~3， 故设计分配传动比如下: 第一级V带传动比 13.8i 第二级齿轮传动传动比22.81i

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：

0640/minwnnrad （2）

01

1

6403.8168/minnnradi

(3)

2.4.2 各轴输入功率的计算

机械效率分布如下：V带传动10.96；滚动轴承20.99；圆锥齿轮传动

30.96。各轴输入功率按电动机额定功率计算，各轴输入功率即： 00.25WPPkw (4)

1010.24PPkw (5)

21230.240.990.960.23PPkw (6)

2.4.3 各轴转矩的计算

00

0

0.25955095503.73640PTNmn

(7)

11

1

0.249550955013.64168PTNmn

(8)

22

2

0.239550955036.6160PTNmn

(9)

3 主要零件的选择和设计 3.1 皮带轮的设计 根据设计可知，皮带轮传动比为3.8，因传动速度较快，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，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上V带传动允许传动比较大，结构紧凑，以及V带已标准化并且大量生产的特点，所以这里高速轴传动选用V带轮传动。 3.1.1 确定计算功率Pca 通过查询参考文献[12]表8—7查得KA=1.1，故1.10.250.275caaPKPKw （10）

3.1.2 选取带型

窄V带与普通V带相比，当宽度相同时，窄V带的宽度约缩小1/3，而承载能力可提高1.5—2.5倍，因此这里选用窄V带，根据Pca=0.275Kw，小带轮转速n1=640r/min,dd1=50-71mm,因此，可以选择SPZ型V带。 3.1.3 确定带轮的基准直径dd1和dd2

根据结构以及传动比需要，初取主动轮基准直径dd1=54mm,从动轮基准直径dd2=idd1=3.8×54=204mm,按公式111max/6010001.81/dVdnmsV普通V带 Vmax=25-30m/s，因此带的速度合适。 3.1.4 确定窄V带的基准长度Ld和传动中心距a 根据参考文献[12]中（8-20）公式 0.7（dd1+dd2）<0a<2（dd1+dd2）初步确定中心距0250amm

由式：

（11）

参考文献[12]表8-2选带的基准长度800dLmm

计算时间中心距 '0()/2250(800833.185)/2236.22ddaaLLmm

（12）

3.1.5验算带轮上的包角1

12157.3180()18057.3(20454)/236143.45120dddda （13）

取1143 3.1.6 计算带的根数

01()caaPZPPKK

 （14）

其中00.082P,0.017,P

10.896,1.03aKK

故0.2753.0099(0.0820.017)0.8961.03Z （15） 取3Z 3.1.7 计算预紧力0F

根据参考文献[12]中 8-27公式

2'210120()2()833.18524dd

ddd

ddLaddmm

a