?ME?0 ?143FNV1?159Fr?Ma?0 （67）
其中Ma?FaD2?240?1082?12960N?m （68）
可求得 FNV1?3.1N FNV2?81.19N （69）
作弯矩图如图7（d）所示：
集中力FNV1作用于A点，梁在AB和BC段的弯矩 AB段取距A点距离为X1,则弯矩
MAB?Fr?X1?Ma BC段取距B点距离为X2，则弯矩
MBC??Fr?(X2?16)?FNH1?X2?Ma
(a)
(c)
(d)
(e)
(f)
21
（70） （71）
(g)
弯矩图如图7（e）所示：故有MV1?12958.81N?mmT?36.31N?m MV2?11610.17N?m 4、总弯矩见图6（f） M1? M2?MH?MV1?MH?MV2?11192.61?12958.81222?17123N?mm （72）
211192.61?11610.17?16127N?mm （73）
5、作扭矩图
总的扭矩图如图7（g）所示：T?36.31N?m?36310N?mm 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15-5及以上所算的数据，并取??0.6,轴的计算应力
?ca?M1?(?T3)W22?17123?(0.6?36310)0.1?35322（74） MPa?6.46MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得?因???1???60MPa。此?ca?????1??，故安全。
3.4 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P?FNH2?FNV2?22606.5?217.5922?644.35N（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： Lh?10?200?4?8000h
'右轴承所需的基本额定动载荷 C?P?60nLh106'10?644.35360?60?8000106?2404.84N （76）
查机械设计课程设计表15-6可知，36204型轴承的额定动载荷Cr?11.2KN。因此，C?Cr，故安全。同理左边轴承C?Cr，也安全。 3.4.2 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
22
承，在此只校核左轴承，故P?FNH1?FNV1?22777.77?3.122?777.78N
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：
Lh?10?200?4?8000h
'其所需的基本额定动载荷
C?P?60nLh106'10?777.78360?60?8000106 ?2131.44N （77）
查轴承手册可知，36207型轴承的额定动载荷Cr?23.5KN。因此，C?Cr，故安全。同理右边轴承C?Cr，也安全。
3.5 键的设计设计与校核
3.5.1 高速轴上联接的键的校核
已知装小圆锥齿轮处的轴径d?22mm,主轴上的转矩是13.64N?m，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（A型）??15????16??。
根据d?22mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b?6mm,高度
h?6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L?20mm（比轮毂宽度要小
些）。
（2）校核键联结的强度
键、蜗杆和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力
??p??100~120MPa,取其平均值，??p??110MPa。键的工作长度????l?L?b/2?20?6/2?17mm，键与轮毂键槽的接触高度
k?0.5h?0.5?6?3mm。由公式6-1可得：
?P?2T?103kld?2?13.64?103?17?223?24.314MPa （78）
键的标记为：键6?20 GB/T 1096-1979。 3.5.2 电机上联接的键的校核
已知装皮带轮处的轴径d=13mm,皮带轮轮毂宽度为26mm,需传递的转矩
T?3.73N?m,载荷有轻微冲击。
（1）选择键联结的类型和尺寸
选用普通单圆头平键（C型）。
23
根据d=13mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=5mm，高度h=5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=22mm（比轮毂宽度要小些）? （2）校核键联接的强度
键、电机轴和带轮轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力
??p??100~120MPa,取其平均值。???18??。
（79） l?L?b/2?22?5/2?19.5mm, ??p??110MPa。??键与轮毂键槽的接触高度k?0.5h?0.5?5?2.5mm。由公式6-1可得：
?P?2T?103kld?2?3.73?1032.5?22?13?10.434MPa????P???110MPa （80）
键的标记为：键C 5?22 GB/T 1096-1979。
3.6 茶叶在揉桶中运动规律和受力分析
当揉桶里装满茶叶，在揉盘上随着曲柄作水平回转运动，揉桶和揉盘上的每一点对茶叶作用力的大小、方向、速度都要随着时间的变化而变化。
[19]
假如在某一个瞬时，揉桶壁的推力R1如图10所示，推动揉捻叶在桶内运动。这时产生了揉盘表面，揉盘上的棱骨和揉盘盘面凹面的反作用力的合力R2和揉桶盖所加压力与茶叶本身的重力之和，称之为正压力N。上述诸力的综合作用，形成了揉捻叶在桶内向上翻转运动的翻转作用力Q。此次设计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，有效提高揉茶效率，使揉茶更均匀，从而可提高茶叶品质及等级。 由于揉捻叶在桶内运动，每一个瞬间在揉桶力的部位不同，因而造成了不同揉捻运动的作用区。在揉桶、揉盘和揉桶盖对茶叶作用力的交点，其周围的茶叶挤压得很紧，形成了加压区。茶叶进入强压区，运动速度最慢而受到较强的挤压，搓揉和成团。翻转作用力Q是向上的，所以茶叶能向上翻转。在强压区周围为搓揉区。茶叶在搓揉区内的运动速度较快，压力较小，搓揉卷曲力较大，宜于茶叶揉捻成条，茶叶在Q力的作用下，运动到桶上部以后，借茶叶本身的重力和惯性力的影响，向前下方散落到揉盘底部，这个区称之为散落区。随着揉桶继续回转，茶叶又经搓揉区进去入强压区，周而复始，不停运动，就形成了揉搓叶的运动规律。揉捻叶在这种规律的运动下，逐步卷曲成条，揉成条索，挤出茶汁以达到揉捻的要求[20]。
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图10 揉捻机作用力
Fig10 The agent of twisting machine
R1 揉桶侧壁的推力 R2棱骨和盘面凹部的反作用力
N 正压力 Q揉捻叶向上翻转的作用力
R1.the thrust of knead cask parietal R2.the counterforce of the both genial and tray face valley
N.positive Q.twisting leaf resupinate agent
3.7 润滑与密封
因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式。 3.7.1 滚动轴承的润滑
高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，由
dn?20?168?3360?25?10,且此轴承安装在闭式齿轮传动装置中，因此
3选用油润滑中的飞溅润滑较为合适，查《机械设计课程设计》中表16-1，选用全损耗系统用油代号为L?AN15，适用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。主轴上的轴承由于转速都不太高，由
dn?35?60?2100?5?10，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，查参
4考文献[19]表16-4，选用钙基润滑脂代号为1号，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的场合。 3.7.2 锥齿轮的润滑
为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用L-AN100。
3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方
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