茶葉揉捻機設計【三維SW】,三維SW,茶葉,揉捻機,設計,三維,SW 1茶葉揉捻機構(gòu)設計茶葉揉捻機構(gòu)設計摘摘 要要：本文分析了中國國內(nèi)外炒茶機機構(gòu)的現(xiàn)狀，對未來進行了展望，設計出一種新型小型炒茶機構(gòu)。該小型炒茶機機構(gòu)是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構(gòu)和電動機組成。采用錐齒輪減速器和連桿回轉(zhuǎn)機構(gòu)，主要依靠三根連桿旋轉(zhuǎn)，使揉桶在固定盤上作相對偏心回轉(zhuǎn)運動，茶葉便在揉桶內(nèi)受加壓蓋和固定盤上的棱骨作用而進行揉捻，直至完成揉捻作業(yè)。此次設在揉蓋下方的錐面上設有棱骨，如此則在確保揉桶下部正常揉茶的同時，還對揉桶上部的茶葉實施揉捻，有效地提高揉茶效率，使揉茶更均勻，從而可以提高茶葉品質(zhì)及等級。差額揉捻機的加工優(yōu)點主要體現(xiàn)在：一是降低了農(nóng)民的勞動強度，提高了工作效率；二是揉捻的成條率高、葉細胞破損率適度，質(zhì)量穩(wěn)定可靠；三是為茶葉揉捻的規(guī)?；峁┝饲疤?。關鍵詞：茶葉；揉捻機構(gòu)；揉桶；棱骨 2Sale Design of Tea Rolling Bodies(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: This paper analyzes Chinas domestic and foreign institutions fried tea machine status, the prospect of the future to design a new type of small fried tea institutions. The machine body is small fry tea barrel by the rubbing, rubbing plates, pressure devices, gear box and electric motor. Bevel gear reducer and the link with Rotary, mainly rely on three rotating rod, so that kneading the bucket on the relative eccentricity of the fixed plate for rotary movement, tea, rub it in the barrel by the pressure plate cover and a fixed role on the edge of bone the rolling, until the completion of rolling operations. The rub is located in the bottom of the cone on the lid with edge of bone, so the barrel to ensure that the lower part of the normal kneading kneading tea is also a barrel on the upper part of the tea rubbing the implementation of rolling, kneading tea effectively improve efficiency, make more tea rub uniform, which can improve the quality and level of tea. The difference between the rolling machine is mainly reflected in the processing advantages: First, reduce the labor intensity of farmers, improve work efficiency; second strips rolled the high breakage rate of leaf cells moderately stable and reliable quality; third is the size of rolled tea has provided a premise.Key words: Tea; Rolling body; Knead cask; Goniale. 3目目 錄錄摘 要 .1ABSTRACT.2目 錄 .31 前言 .51.1 選題研究意義.51.2 國內(nèi)外揉捻機械化發(fā)展概況.51.3 國內(nèi)茶葉機械化未來發(fā)展方向.61.4 目前國內(nèi)常見的揉捻機主要有以下幾種類型.62 總體設計方案的擬定 .72.1 原理分析.72.1.1 目的.72.1.2 設計內(nèi)容.72.1.3 方案選擇.72.1.4 方案的比較.92.2 總體結(jié)構(gòu)設計.92.2.1 總體結(jié)構(gòu).92.2.2 傳動路線.102.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的初步確定.112.3.1 加壓裝置.112.3.2 減速機構(gòu).112.3.3 揉盤.112.3.4 揉桶.122.3.5 電動機的選擇.122.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算.122.4.1 各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算.122.4.2 各軸輸入功率的計算.133 主要零件的選擇和設計 .143.1 皮帶輪的設計.143.1.1 確定計算功率 Pca.143.1.2 選取帶型.143.1.3 確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2.143.1.4 確定窄 V 帶的基準長度 Ld 和傳動中心距 a.143.1.5 驗算帶輪上的包角1.153.1.6 計算帶的根數(shù).153.1.7 計算預緊力0F.1543.1.8 計算帶傳動的壓軸力PF.153.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設計.163.1.10 帶的張緊裝置.173.2 直齒圓錐齒輪的設計計算.173.2.1 選擇齒輪的材料.173.2.2 簡化計算初步選定主要參數(shù).173.2.3 校核計算.183.3 軸的設計計算.203.3.1 高速軸的設計計算.203.3.2 主軸的設計計算.243.4 軸承的校核.283.5 鍵的設計設計與校核.283.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核.283.5.2 電機上聯(lián)接的鍵的校核.293.6 茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析.303.7 潤滑與密封.313.7.1 滾動軸承的潤滑.313.7.2 錐齒輪的潤滑.313.8 主要缺點和有待進一步改進的地方.314 結(jié)論 .33參考文獻 .35致 謝 .3651 前言前言1.1 選題研究意義選題研究意義在各方面日益現(xiàn)代化的今天，炒茶機也應該在技術上不斷改進，向自動化、機電一體化方向發(fā)展1。采用傳統(tǒng)的人工炒制方法易造成質(zhì)量參差不齊，工人勞動強度，生產(chǎn)率低2，難以形成規(guī)模效益，為改變這種現(xiàn)狀，研制小型的茶葉加工機械迫在眉睫3。1.2 國內(nèi)外揉捻機械化發(fā)展概況國內(nèi)外揉捻機械化發(fā)展概況我國茶葉加工機械起步五、六十年代，工農(nóng)84型圓茶炒干機械的研制成功，使勞動強度大，工藝技術復雜的珠茶加工實現(xiàn)了機械化。70年代起，茶葉加工機械品種增多，茶葉加工機械標準化工作也開始起步，現(xiàn)在，我國茶葉加工機械已有100多項行業(yè)標準和企業(yè)標準。年生產(chǎn)能力達2萬臺以上。茶機行業(yè)從60年代的單動力、開式齒輪傳動的型式發(fā)展到80年代中期自控技術、光電技術、靜電技術和計算機控制技術等新技術開始在茶葉加工機械上得到應用，使以往間歇作業(yè)向連續(xù)作業(yè)轉(zhuǎn)變。90年代初研制成功了熱源裝置與主體一體化的全金屬滾筒式殺青機;產(chǎn)品由單機向成套設備發(fā)展;由大宗茶葉加工機械向名優(yōu)特茶加工饑械發(fā)展;由單一產(chǎn)品向系列產(chǎn)品發(fā)展4。 現(xiàn)在我國茶葉加工機械行業(yè)已能生產(chǎn)紅茶初制、綠茶初制和名優(yōu)特茶加工成套及茶葉精制成套設備，包括炒青眉茶、加工機械工夫紅茶、珠茶、烘青、花茶、烏龍茶和緊壓茶(磚茶)的成套設備。有適用于年產(chǎn)5一6t 茶葉至500一1000t 茶葉的各類茶廠所需的初制、精制加工及各種輔助設備的成套設備。加工機械可向市場提供加工扁茶、毛峰、毛尖、圓茶等形狀的名優(yōu)茶加工成套設備，從殺青、揉捻、烘干、加工機械成型等大類產(chǎn)品都發(fā)展成系列，可以適應不同生產(chǎn)規(guī)模茶農(nóng)的需求。50年來已產(chǎn)銷各類茶機45萬臺以上，裝備了產(chǎn)茶區(qū)數(shù)以萬計的茶葉加工廠、機械加工茶葉的能力達到800萬擔以上，改變了茶葉加工的面貌，滿足了市場的需求5。印度居環(huán)球第二產(chǎn)茶大國的地位，也是世界茶葉入口的第四大國，受東方茶葉花費偏好轉(zhuǎn)變的影響，以及肯尼亞等國茶葉入口的沖擊，近年來茶葉6產(chǎn)量連續(xù)上漲，從1998年的8.7億公斤削減到2004年的8.2億公斤，為15年以來的最低點。加上國際花費的增添，出口量也逐年下滑，茶葉出口量也從2002年的2億公斤降落到2004年的1.45億公斤。1公斤高品質(zhì)的阿薩姆茶5年前售價100盧比(約2.3美元)，此刻跌到75盧比(約1.72美元)。除去晦氣氣候的身分，茶葉價格下降、本錢下跌、市場競爭劇烈也是重要原因。為挽回印度茶葉舊日的光輝，印度茶葉企業(yè)一面不竭開辟新興紅茶市場(包羅中國在內(nèi))；一面也在轉(zhuǎn)變其產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，順應正在產(chǎn)生轉(zhuǎn)變的東方社會的茶葉花費習氣；同時印度茶商紛紜采取措施下降生產(chǎn)成本，讓優(yōu)良茶葉能以更有競爭力的價錢出賣。一些茶葉研討機構(gòu)也正在抓緊開辟下降生產(chǎn)成本的新技術并幫忙茶廠停止出產(chǎn)加工裝備的更新?lián)Q代。日本在20世紀20年代就有簡略的精揉機用于茶葉加工，顛末幾十年的成長，制茶機械已很進步前輩，不只臺時產(chǎn)量大，并且產(chǎn)品質(zhì)量不變。茶葉加工基本上都由高度自動化的蒸青生產(chǎn)線來實現(xiàn)6。1.3 國內(nèi)茶葉機械化未來發(fā)展方向國內(nèi)茶葉機械化未來發(fā)展方向茶文化使中國傳統(tǒng)文化的重要組成部分之一，隨著社會發(fā)展和進步，茶不但是人們生活的必需品，而且對經(jīng)濟起了很好的作用，而揉捻機使茶葉生產(chǎn)中的一種主要機械。21世紀，中國將實現(xiàn)茶葉生產(chǎn)和加工全程機械化，以滿足茶業(yè)生產(chǎn)規(guī)?；?、經(jīng)營產(chǎn)業(yè)化、茶葉產(chǎn)品多元化、茶葉質(zhì)量無公害化的要求。茶業(yè)機械集機、電、液于一體，向智能化、自動化跨越7。1.4 目前國內(nèi)常見的揉捻機主要有以下幾種類型目前國內(nèi)常見的揉捻機主要有以下幾種類型目前我國茶區(qū)生產(chǎn)上使用的揉捻機類型很多，大小不一。按回轉(zhuǎn)方式分有單動式揉捻機和雙動揉捻機；按揉蓋支撐方式分有單柱式揉捻機和雙動式揉捻機；按加壓方式分有杠桿加壓式和螺旋加壓式揉捻機；按操作方式分有手動式、機動式、氣動式揉捻機；按揉捻機的自動化程度分有普通型、程控型、連續(xù)型揉捻機。72 總體設計方案的擬定總體設計方案的擬定2.1 原理分析原理分析 揉捻必須根據(jù)揉捻機的性能，葉質(zhì)老嫩，勻度和殺青質(zhì)量來正確掌握揉捻方法。特別注意投葉量，揉捻時間，壓力大小和解決篩分，揉捻程度等技術，方能提高質(zhì)量，保證優(yōu)良產(chǎn)品8。茶葉揉捻機是由揉桶、揉盤、加壓裝置、減速機構(gòu)和電動機組成。茶葉揉捻時依靠揉桶在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運動，桶內(nèi)的茶葉由于受到桶蓋的壓力、揉盤的反作用力、棱骨的阻力以及揉桶側(cè)壓力的綜合作用，茶葉一邊翻滾一邊搓揉，是茶葉卷曲成條，同時適度破壞葉片組織，損傷葉細胞，擠出部分葉汁，達到揉捻的目的9。2.1.1 目的目的提高茶葉的成條率，降低茶葉破碎率，提高揉茶效率，提高茶葉品質(zhì)，增進茶湯的濃度，提高運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性，降低耗電量。2.1.2 設計內(nèi)容設計內(nèi)容由于現(xiàn)有的茶葉揉捻機只在揉盤上設置棱骨，故而茶葉只在揉桶的下方得到揉捻。這不僅影響茶葉的揉捻質(zhì)量，更影響揉捻效率，因此，完全有必要對現(xiàn)有技術加以改進。此次設計是在現(xiàn)行揉捻機的基礎上對其不合理部分進行改善，同時增加新的技術模塊，使之更趨完善、經(jīng)濟。其具體措施如下：(1)傳動減速機構(gòu)采用集體傳動，提高傳動精度；(2)采用杠桿加壓裝置，使減加壓方便、省力；(3)動力源采用電動機，減少噪音，提高機構(gòu)的平穩(wěn)性；(4)采用棱骨式揉盤，提高成條率；(5)揉桶蓋下方的錐面上設有棱骨，提高揉捻效率，使揉茶更均勻。2.1.3 方案選擇方案選擇為了實現(xiàn)預定的功用，有兩套方案可以實現(xiàn)：（參見圖 1、圖 2）8方案一（1）采用單機傳動減速機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊； （2）采用錐齒輪減速傳動，傳動更準確，更穩(wěn)定； （3) 采用杠桿加壓機構(gòu)，加壓動作簡單、方便，減少了多余動作，降低了設計成本。圖 1 方案一 示意圖Fig1.The figure of program1方案二（1）采用集體傳動減速機構(gòu)； （2）采用蝸桿減速傳動； （3）采用絲桿加壓機構(gòu)。圖 2 方案二 示意圖Fig2.The figure of program292.1.4 方案的比較方案的比較方案一采用單機傳動減速機構(gòu)，整機結(jié)構(gòu)緊湊，生產(chǎn)、使用、檢修均比較靈活，方案二采用集體傳動減速機構(gòu)，則整機的結(jié)構(gòu)性不是那么好；方案一10采用絲桿加壓機構(gòu)，加壓原理簡單，揉捻成條性能較好，多用于小型采用揉捻機，方案二采用絲桿加壓機構(gòu)，加壓機構(gòu)的絲桿螺母易磨損；方案一采用錐齒輪減速傳動，是系統(tǒng)傳動更準確。因此通過比較最終選擇方案一。2.2 總體結(jié)構(gòu)設計總體結(jié)構(gòu)設計 2.2.1 總體結(jié)構(gòu)總體結(jié)構(gòu)總體結(jié)構(gòu)分為以下幾個部分（如圖 3 所示）：（1）電動機：選用 Y80M2 三相異步電動機11。（2）減速機構(gòu)：減速機構(gòu)主要由兩個錐齒輪、軸承、悶蓋、透蓋鄧組成。（3）加壓裝置：由加壓支柱、滑道、滑塊、杠桿、揉蓋組成。（4）揉桶：揉桶外徑為 250mm。（5）揉桶蓋：其下方的錐面上設有四根圓弧形棱骨。（6）揉蓋：采用棱骨式揉盤，揉盤板面上均勻分布 12 根新月形棱骨。10圖 3 茶葉揉捻機結(jié)構(gòu)圖Fig3 The principle figure of the structure of the tea rolling machine2.2.2 傳動路線傳動路線茶葉揉捻機的傳動路線如圖 4 所示，該機構(gòu)是通過電動機驅(qū)動皮帶傳動，在通過圓錐減速換向裝置將其帶動曲柄轉(zhuǎn)動在有曲柄（回轉(zhuǎn)臂)來帶動揉桶，在揉盤上做水平回轉(zhuǎn)運動（或揉桶和揉盤作相對回轉(zhuǎn)運動） 。茶葉在揉桶內(nèi)反復翻轉(zhuǎn)、揉搓、卷壓、使揉緊條索、揉壞細胞、擠出茶汁，達到揉捻的要求。11圖 4 茶葉揉捻機的傳動路線1電機 2.皮帶輪 3.高速軸 4.錐齒輪 5.主軸 6.轉(zhuǎn)臂軸 7.揉桶1Electric machine 2.sheave 3.high speed shaft4.angle gear 5.principal axes 6.tumbler axes 7.knead cask2.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的初步確定各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的初步確定2.3.1 加壓裝置加壓裝置 按每十分鐘加壓一次葉，每小時揉捻 40 公斤茶葉設計，曲臂中心距為L=120mm。2.3.2 減速機構(gòu)減速機構(gòu)所需轉(zhuǎn)速 n=168r/min所需功率 P2=0.24Kw2.3.3 揉盤揉盤 揉盤外徑為 478mm,揉盤板面上均布 12 根棱骨。揉盤傾斜度 6。122.3.4 揉桶揉桶 揉桶外徑為 D=250mm。2.3.5 電動機的選擇電動機的選擇 根據(jù)任務書所需要求以及要達到預期的揉捻效果，采用臥式封閉型電動機，根據(jù)查閱小功率電動機手冊，綜合考慮選用 Y80M2 型號三相異步電動機，其11特征如表：表 2 電動機的型號Table 2 the type of the electromotor電動機型號 額定功率 輸出轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 Y80M2 0.25Kw 640r/min 16Kg2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算2.4.1 各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算各傳動帶裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算 分配各級傳動比時應考慮的問題： （1）各級傳動比機構(gòu)的傳動比應在推薦值的范圍內(nèi)，不應該超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其機構(gòu)緊湊12。 （2）應使各級傳動的機構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V 帶傳動和齒輪傳動組成的傳動裝置，V 帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過變速器的中心高度，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機座設計和安裝帶來困難。 （3）應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下，具有較小的外廓尺寸。 （4）在變速器實際中常使各級大齒輪直徑相近，使大齒輪有想進到浸油深度。高、低速兩級大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其浸油深度也稍深些，有利于浸油潤滑。 （5）應避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，13當高速級傳動比過大時，就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點還要理論結(jié)合實際，思考機器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實測與理論計算來分配各級的傳動比。 電動機的滿載轉(zhuǎn)速為 640rad/min，要求的輸出為 60rad/min,則總傳動比為： (1)64010.5760mmninV 帶傳動比常用圍是 i =25， 圓錐齒輪傳動比的范圍是 i=23， 故設計分配傳動比如下:第一級 V 帶傳動比 13.8i 第二級齒輪傳動傳動比22.81i 電動機軸為 0 號軸，減速器高速軸為 1 號軸，低速軸為 2 號軸，各軸轉(zhuǎn)速為： （2）0640/ minwnnrad (3)0116403.8168/ minnnradi2.4.2 各軸輸入功率的計算各軸輸入功率的計算 機械效率分布如下：V 帶傳動；滾動軸承；圓錐齒輪傳動10.9620.99。各軸輸入功率按電動機額定功率計算，各軸輸入功率即：30.96 (4)00.25WPPkw (5)1010.24PPkw (6)21230.24 0.99 0.960.23PPkw 2.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩的計算 (7)0000.25955095503.73640PTN mn (8)1110.249550955013.64168PTN mn14 (9)2220.239550955036.6160PTN mn3 主要零件的選擇和設計主要零件的選擇和設計3.1 皮帶輪的設計皮帶輪的設計根據(jù)設計可知，皮帶輪傳動比為 3.8，因傳動速度較快，處于高速端，故采用帶傳動來提高傳動的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現(xiàn)的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，造價低廉以及緩沖吸振等特點。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V 帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V 帶傳動允許傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及 V 帶已標準化并且大量生產(chǎn)的特點，所以這里高速軸傳動選用 V 帶輪傳動。3.1.1 確定計算功率確定計算功率 Pca通過查詢參考文獻12表 87 查得 KA=1.1，故 1.1 0.250.275caaPK PKw（10）3.1.2 選取帶型選取帶型 窄 V 帶與普通 V 帶相比，當寬度相同時，窄 V 帶的寬度約縮小 1/3，而承載能力可提高 1.52.5 倍，因此這里選用窄 V 帶，根據(jù) Pca=0.275Kw，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=640r/min,dd1=50-71mm,因此，可以選擇 SPZ 型 V 帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑確定帶輪的基準直徑 dd1 和和 dd2 根據(jù)結(jié)構(gòu)以及傳動比需要，初取主動輪基準直徑 dd1=54mm,從動輪基準直徑dd2=idd1=3.854=204mm,按公式普通 V 帶11 1max/60 10001.81/dVd nm sVVmax=25-30m/s，因此帶的速度合適。3.1.4 確定窄確定窄 V 帶的基準長度帶的基準長度 Ld 和傳動中心距和傳動中心距 a根據(jù)參考文獻12中（8-20）公式150.7（dd1+dd2）2（dd1+dd2）初步確定中心距0a0250amm由式：（11）參考文獻12表 8-2 選帶的基準長度800dLmm計算時間中心距 （12）0()/ 2250(800833.185)/ 2236.22ddaaLLmm3.1.5 驗算帶輪上的包角驗算帶輪上的包角1 （13） 12157.3180()18057.3 (20454)/ 236143.45120dddda 取11433.1.6 計算帶的根數(shù)計算帶的根數(shù) （14）01()caaPZPP K K其中,00.082P 0.017,P10.896,1.03aKK故 （15） 0.2753.0099(0.0820.017) 0.896 1.03Z 取3Z3.1.7 計算預緊力計算預緊力0F根據(jù)參考文獻12中 8-27 公式 （16）20(2.5)500KFqvK zv得 202(2.5)5002.5500 (1) 0.275/(3 6)0.06 615.830.896KFqvK ZVN2210120()2()833.18524dddddddLaddmma163.1.8 計算帶傳動的壓軸力計算帶傳動的壓軸力PF 為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力，根據(jù)公PF式 (17)10143.452sin2 3 15.83 sin90.1922 rFZFN算得90.19rFN3.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設計帶輪的結(jié)構(gòu)設計V 帶帶輪選用 HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)由于大皮帶輪的所以采用孔板式。使用經(jīng)過動平衡實1117226146100,Dd驗處理。輪槽工作表面要精細加工1213，具體設計參數(shù)如下所示：基準寬度8.5;dbmm基準線上槽深min2.0;ahmm基準線下槽深min7.0;fhmm槽間距12;emm第一槽對稱面至端面的距離8;fmm最小輪緣后min5.5;mm帶輪寬 (18)(1)240;Bzefmm外徑 (19)12542 258;adaddhmm (20)2222042 2208;adddhmm 輪槽角1234 ;38 (21)1(1.8 2)26;ddmm (22)(1.5 2)2 1326;Ldmm其尺寸在帶輪上可以參見下圖 5： 17圖 5 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖Fig5 The assemble programe of the belt pulley3.1.10 帶的張緊裝置帶的張緊裝置各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛。使預緊力 F0降低。為保證帶傳動的能力，應定期張緊。此處采用定期張緊裝置14。3.2 直齒圓錐齒輪的設計計算直齒圓錐齒輪的設計計算3.2.1 選擇齒輪的材料選擇齒輪的材料考慮到齒輪傳動載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，采用二級減速機，大小齒輪都選用 45 號鋼。小齒輪調(diào)質(zhì)處理，HB1=220-240 大齒輪正火處理，HB2=190-210 查實用機械設計手冊圖 9-4 及圖 9-5 得： 。l i m540HM Pal i m1210FM Pal i m2180FM Pa3.2.2 簡化計算初步選定主要參數(shù)簡化計算初步選定主要參數(shù) 直齒圓錐齒輪傳動時以大端參數(shù)為標準值的，在強度計算時，則以齒寬中點處的當量齒輪作為計算的依據(jù)。 （1）選取小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取120,Z22. 812056. 2,Z257Z 則齒數(shù)比:（與設計要求誤21572. 8520ZuZ差不大于） (23)5%18（2）按齒面接觸疲勞強度計算 (24)1110.249550955013.64168PTN mn直齒錐齒輪的載荷系數(shù)為其中使用系數(shù)查表 10-2 得,AKK K1. 0,AK齒向載荷分布系數(shù)1. 2,K錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)通常取這里我們?nèi)?. 25 0. 35R、0. 3R、小齒輪的直徑 (25)12l i m31()(1 0. 5)1140ARHRTK Kf euD 32213. 6411. 2114051. 55m m2. 810. 35400. 85大端模數(shù) (26)1151. 552. 575,20f eDmZ大齒輪的直徑 (27) 22572. 575146. 775,f eDZ mm m (28)112220arcarc19. 33 ,579019. 3370. 67 ,f ef eZt gt gZ錐距 (29)1151. 5577. 868,2si n2si n19. 33f ef eDRm m齒寬取0. 377. 68623. 36,RbRm m 23bm m、平均分度圓直徑 (30)11(10. 5)(10. 50. 3)51. 5543. 818,mRf eDDm m大齒輪分度圓線速度 (31)1 143. 8181680. 385/601000601000mD nms、3.2.3 校核計算校核計算 （1）按面接觸疲勞強度計算分度圓錐面的圓周力 (32)1t m12000200013. 64622. 575 ,43. 818mTFND查表 10-6 得彈性影響系數(shù)12189. 8,EZM Pa19根據(jù)圖 10-8 取動載系數(shù)（按 7 級精度等級）1. 1VK對于壓力角為的直齒錐齒輪，取202. 5,HZ由公式 10-25 (33)12315438. 03,(10. 5)HERRf eKTZM PaDu查得（按無限壽命設計查圖 9-12）1vz （大、小齒輪都使軟齒面）1wz由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故取疲勞強度安全系數(shù):。m i n1HSS由公式 10-12 (34)l i ml i mm i n540,HvwHHZ ZM PaS安全 (35)l i ml i m1. 233HHHHSS（2）按齒根彎曲疲勞強度校核 (36)1112021. 125coscos19. 33dnfZZ (37)22257172. 201coscos 70. 67dnfZZ查參考文獻12表 10-5 得齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)FaYSaY12. 8,FaY22. 292FaY12. 8,saY21. 721saY按無限壽命計算查圖 9-16 得11NY齒根危險截面的彎曲應力公式為 (38)0tFaFKPYbm11622. 57511. 11. 22. 845. 004(40)(10. 5)23. 362. 275 (10. 50. 3)t mAVFFmRF K K KYM Pab (41) 22112. 29845. 00436. 9352. 8FFFFYM PaY (42),l i m1l i m11135. 484FNXFsaY YM PaY20 (43),l i m2l i m22104. 59FNXFsaY YM PaY（查表 9-31）安全 (44),l i m11m i n1135. 4843. 01145. 004FFFFSS（查表 9-31）安全 (45),l i m22m i n2104. 592. 832136. 935FFFFSS3.3 軸的設計計算軸的設計計算3.3.1 高速軸的設計計算高速軸的設計計算（1）初步確定軸的最小直徑按參考文獻12公式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料問 45 鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表 15-3，取由 0103,A10. 24Pkw1168/ m i nnr故 (46)133m i n010. 2410311. 6168pdAm mn通常實際最小軸徑，圓整后取m i ndd13dm m、（2）軸的結(jié)構(gòu)設計1、擬定軸上個各零件的裝配方案如下圖 6 所示：圖 6 高速軸的裝配方案Fig6 The assemble programe of high speed shaft2、根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 A、為滿足小錐齒輪的軸向定位要求，錐齒輪左邊采用軸肩定位，右邊采用墊圈定位，尺寸為2225Dm m Lm m、21 B、左端滾動軸承采用軸肩定位，h=3mm。由于框架的總長不能太長，這里取軸長為 236mm，初定尺寸如圖 6。C、初選軸承，因軸承同時受到軸向力和徑向力，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=20mm，由手冊查得該軸承的定位軸肩高度為3mm，考慮到經(jīng)濟性及軸的強度要求，左軸承軸肩高度取標準值 3mm，因此可算得 1-2 段的直徑根據(jù)設計要求可得出，1226,Dm m2322Dm m又由于軸的結(jié)構(gòu)設計及齒輪寬度為 21mm，34455620,16,13,Dm m Dm m Dm m故得各段長度如圖 6 所示。角接觸球軸承支點取中點，皮帶輪取輪轂寬度中點，齒輪也取輪轂寬度中點，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L=229mm。（3）軸的校核A、作出軸的計算簡圖（力學模型）計算簡圖見圖 7（a）所示：(a)22(e)(f)(g)圖 7 軸的載荷分析圖Fig7 The analysis of the small gear wheel axle loadB、分析軸所受的水平分力情況軸上所受的水平分力如圖 7（b）所示：前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為那么作用在圓錐齒輪上的2113. 64,39,20 , 119. 33 ,mTN m mdm m 圓周力為： (47)212213. 64699. 50. 039tmTN mFNdm (48)t an699. 5t an 20254. 6tFFN作用在圓錐齒輪上的徑向力為：23 (49)r1cos254. 6cos19. 33240FFN作用在圓錐齒輪上的軸向力為： (50)1si n254. 6si n19. 3384. 3aFFN由靜力平衡方程 0AM21501730tN HFF (51)0CM1173230N HtFF可求得 193N HFN2606. 5N HFN作彎矩圖：集中力作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩N HFAB 段取距 A 點距離為則彎矩1X (52)11193ABN HMFXXBC 段取距 B 點距離為，則彎矩2X (53)122(150)BCN HtMFXFX彎矩圖如圖 7（c）所示：顯然有13950HMN m mC、分析軸所受的垂直分力情況 軸上所受的垂直方向的分力如圖 7（d）所示：由靜力平衡方程 0AM21501730rN VaFFM (54)0CM1173230N VraFFM其中 (55)84. 3391643. 8522aaF DMN m m可求得 122. 405N VFN2217. 59N VFN作彎矩圖：集中力作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩，1N VFAB 段取距 A 點距離為,則彎矩1X11131. 9ABN VMFXXBC 段取距 B 點距離為,則彎矩（56）2X122(150)BCN VraMFXFXM彎矩圖如圖 7（e）所示：顯然有 13360. 75VMN m m25004. 57VMN m mD、總彎矩見圖 6（f） （57）2211139503360. 7514349. 12HVMMMN m m 2222139505004. 5714820. 53HVMMMN m m（58）E、作扭矩圖 總的扭矩圖如圖 7（g）所示：13. 64TN mF、按彎扭矩合成應力校核軸的強度24 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B）的強度。根據(jù)參考文獻12中式 15-5 及以上所算的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取軸的計算應0. 6, 2222133()14820. 53(0. 613640)15. 90. 122caMTM PaM PaW（59）前面已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得因此160M Pa 、故安全。1,ca3.3.2 主軸的設計計算主軸的設計計算（1）主軸的設計計算 1、軸的設計 由參考文獻12式 15-2 初步估計軸的最小軸徑 13m i n01pdAn（60） 2、確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值 選軸的材料為 45 鋼，根據(jù)參考文獻12表 15-3，取,0103A由前面的設計算得330. 2360/ m i nPkwnr、 3、設計計算 333m i n030. 2310316. 1260PdAm mm mn（61）通常實際最小軸徑，圓整后取m i ndd18dm m（2）軸的結(jié)構(gòu)設計 1、擬定軸上各零件的裝配方案2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、為完成揉捻作業(yè)，根據(jù)實際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實現(xiàn)曲柄的運動，滿足大錐齒輪及各滾動軸承軸向定位要求，先定軸長為266.5mm 初定尺寸如圖 8 所示。軸徑具體尺寸見零件圖所示。25圖 8 主軸的裝配方案Fig8 The assemble programe of principal axesb、因軸承要同時承受軸向力和徑向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取其尺寸為又由于該主軸要承受143620829283,BG357217dDB、很大的軸向力，故根據(jù)結(jié)構(gòu)特征還安裝只承受軸向力的推力球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取其尺寸為因此可算得 3-4 段的143821430184G B、d356212. 5DT、直徑，又由于軸的結(jié)構(gòu)設計，故得各段長度如圖 8 所示，直徑3440Dm m15125630,30Dm m Dm m、同樣角接觸球軸承支點取中點，推力球軸承支點取中點，齒輪取輪轂寬度中點，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L=203.5mm。（3）軸的校核 1、作出軸的計算簡圖（力學模型） 計算簡圖見圖 9（a）所示2、分析軸所受的水平分力情況 軸上所受的水平分力如圖 9（b）所示：前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為，根據(jù)小圓錐齒輪的相關數(shù)336. 61TN m據(jù)：111699. 5 ,240 ,84. 3traFN FN FN可以得到大圓錐齒輪的相關數(shù)據(jù)： 22699. 5 ,84. 3 ,240traFN FN FN、 由靜力平衡方程26 0BMt 22161430N HFF（62） 0EM211591430tN HFF（63） 可求得12777. 77 ,78. 27N HN HFN FN 作彎矩圖：集中力作用于 B 點，梁在 AB 和 BE 段的彎矩1N HF AB 段取距 A 點距離為，則彎矩1X 211699. 5ABtMFXX （64） BC 段取距 B 點距離為，則彎矩2X 2212(16)BCtN HMFXFX（65） 彎矩圖如圖 7（c）所示：顯然有11192. 61HMN m 3、分析軸所受的垂直分力情況 軸上所受的垂直方向的分力如圖 7（d）所示 由靜力平衡方程得： 0BM2143160N VraFFM（66） 0EM11431590N VraFFM（67）其中 2401081296022aaF DMN m（68） 可求得 13. 1N VFN281. 19N VFN（69） 作彎矩圖如圖 7（d）所示：集中力作用于 A 點，梁在 AB 和 BC 段的彎矩1N VFAB 段取距 A 點距離為則彎矩1,X 1ABraMFXM（70）BC 段取距 B 點距離為，則彎矩2X27 212(16)BCrN HaMFXFXM （71）(a)(c)(d)(e)(f)(g) 彎矩圖如圖 7（e）所示：故有112958. 81VMN m m36. 31TN m 211610. 17VMN m 4、總彎矩見圖 6（f） 221111192. 6112958. 8117123HVMMMN m m28（72） 222211192. 6111610. 1716127HVMMMN m m（73） 5、作扭矩圖 總的扭矩圖如圖 7（g）所示：36. 3136310TN mN m m 6、按彎扭矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 B）的強度。根據(jù)參考文獻公式 15-5 及以上所算的數(shù)據(jù)，并取軸0. 6,的計算應力 2222133()17123(0. 636310)6. 460. 135caMTM PaM PaW（74） 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得因此，故安全。160M Pa 、1ca3.4 軸承的校核軸承的校核由于同時承受軸向力和徑向力的作用，且右軸承受力大于左軸承，所以在這里僅校核右軸承，故（75）222222606. 5217. 59644. 35N HN VPFFN預期計算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小時工作制） ，則有： 1020048000hLh右軸承所需的基本額定動載荷 103666060608000644. 352404. 841010hnLCPN（76）查機械設計課程設計表 15-6 可知，36204 型軸承的額定動載荷因此，故安全。同理左邊軸承，也安全。11. 2rCKN、rCCrCC3.4.2 主軸軸承的校核 由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，左軸承承受的力作用明顯大于右軸承，在此只校核左軸承，故222211777. 773. 1777. 78N HN VPFFN29預期計算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小時工作制） ，則有：1020048000hLh其所需的基本額定動載荷 103666060608000777. 782131. 441010hnLCPN（77）查軸承手冊可知，36207 型軸承的額定動載荷因此，故23. 5rCKN、rCC安全。同理右邊軸承，也安全。rCC3.5 鍵的設計設計與校核鍵的設計設計與校核3.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝小圓錐齒輪處的軸徑主軸上的轉(zhuǎn)矩是，載荷有22,dm m13. 64N m輕微沖擊。 （1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸一般 8 級以上精度的吃了有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用普通圓頭平鍵（A 型）。1516根據(jù)，從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度高度22dm m6,bm m由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪轂寬度要6hm m、20Lm m小些） 。（2）校核鍵聯(lián)結(jié)的強度 鍵、蝸桿和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力取其平均值，鍵的工作長度100 120,pM Pa 110pM Pa 、，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度/ 2206 / 217lLbm m由公式 6-1 可得：0. 50. 563khm m、 （78）33210213. 641024. 31431722PTM Pakl d鍵的標記為：鍵 GB/T 1096-1979。6203.5.2 電機上聯(lián)接的鍵的校核電機上聯(lián)接的鍵的校核已知裝皮帶輪處的軸徑 d=13mm,皮帶輪輪轂寬度為 26mm,需傳遞的轉(zhuǎn)矩30,載荷有輕微沖擊。3. 73TN m （1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸 選用普通單圓頭平鍵（C 型） 。 根據(jù) d=13mm，從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=5mm，高度h=5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=22mm（比輪轂寬度要小些）。18 （2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、電機軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力取其平均值。100 120,pM Pa 110pM Pa 、 （79）/ 2225 / 219. 5,lLbm m鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由公式 6-1 可得：0. 50. 552. 5khm m （80）3321023. 731010. 4341102. 52213PPTM PaM Pakl d鍵的標記為：鍵 C GB/T 1096-1979。5223.6 茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析茶葉在揉桶中運動規(guī)律和受力分析當揉桶里裝滿茶葉，在揉盤上隨著曲柄作水平回轉(zhuǎn)運動，揉桶和揉盤上的每一點對茶葉作用力的大小、方向、速度都要隨著時間的變化而變化19。 假如在某一個瞬時，揉桶壁的推力 R1如圖 10 所示，推動揉捻葉在桶內(nèi)運動。這時產(chǎn)生了揉盤表面，揉盤上的棱骨和揉盤盤面凹面的反作用力的合力 R2和揉桶蓋所加壓力與茶葉本身的重力之和，稱之為正壓力 N。上述諸力的綜合作用，形成了揉捻葉在桶內(nèi)向上翻轉(zhuǎn)運動的翻轉(zhuǎn)作用力 Q。此次設計在揉蓋下方的錐面上設有棱骨，如此則在確保揉桶下部正常揉茶的同時，還對揉桶上部的茶葉實施揉捻，有效提高揉茶效率，使揉茶更均勻，從而可提高茶葉品質(zhì)及等級。 由于揉捻葉在桶內(nèi)運動，每一個瞬間在揉桶力的部位不同，因而造成了不同揉捻運動的作用區(qū)。在揉桶、揉盤和揉桶蓋對茶葉作用力的交點，其周圍的茶葉擠壓得很緊，形成了加壓區(qū)。茶葉進入強壓區(qū)，運動速度最慢而受到較強的擠壓，搓揉和成團。翻轉(zhuǎn)作用力 Q 是向上的，所以茶葉能向上翻轉(zhuǎn)。在強壓區(qū)周圍為搓揉區(qū)。茶葉在搓揉區(qū)內(nèi)的運動速度較快，壓力較小，搓揉卷曲力較31大，宜于茶葉揉捻成條，茶葉在 Q 力的作用下，運動到桶上部以后，借茶葉本身的重力和慣性力的影響，向前下方散落到揉盤底部，這個區(qū)稱之為散落區(qū)。隨著揉桶繼續(xù)回轉(zhuǎn)，茶葉又經(jīng)搓揉區(qū)進去入強壓區(qū)，周而復始，不停運動，就形成了揉搓葉的運動規(guī)律。揉捻葉在這種規(guī)律的運動下，逐步卷曲成條，揉成條索，擠出茶汁以達到揉捻的要求20。 圖 10 揉捻機作用力Fig10 The agent of twisting machineR1 揉桶側(cè)壁的推力 R2 棱骨和盤面凹部的反作用力N 正壓力 Q 揉捻葉向上翻轉(zhuǎn)的作用力R1.the thrust of knead cask parietal R2.the counterforce of the both genial and tray face valleyN.positive Q.twisting leaf resupinate agent3.7 潤滑與密封潤滑與密封因運動副間存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過程，其結(jié)果必會存在能量的損耗和摩擦表面物質(zhì)的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失，降低材料的消耗，這里采用潤滑，下面是各運動副的潤滑方式。3.7.1 滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑高速軸上的滾動軸承由于轉(zhuǎn)速相對來說比較高，由且此軸承安裝在閉式齒輪傳動裝置中，因此32016833602510 ,nd選用油潤滑中的飛濺潤滑較為合適，查機械設計課程設計中表 16-1，選用32全損耗系統(tǒng)用油代號為適用于小型機床齒輪箱、傳動裝置軸承，中小15LAN、型電機，風動工具等。主軸上的軸承由于轉(zhuǎn)速都不太高，由，且也不好設計油溝，在此，采用脂潤滑，查435602100510nd參考文獻19表 16-4，選用鈣基潤滑脂代號為 1 號，因其有較好的抗水性，適用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)等機械設備軸承的潤滑，特別是有水或潮濕的場合。3.7.2 錐齒輪的潤滑錐齒輪的潤滑為了改善齒輪的工作狀況，確保運轉(zhuǎn)正常及預期的壽命，且齒輪副為開式齒輪，通常用人工周期性加潤滑油，選用全損耗系統(tǒng)用油，牌號選用 L-AN100。3.8 主要缺點和有待進一步改進的地方主要缺點和有待進一步改進的地方缺點： （1）還需人工調(diào)節(jié)，勞動強度較大 （2）該機是間歇性工作，工作效率不是很高有待進一步改進的地方： （1）采用自動加壓裝置（2）采用連續(xù)型揉捻的機構(gòu)（3）手動出茶裝置還需進一步的改進334 結(jié)論結(jié)論 這次畢業(yè)設計是我對大學的全部基礎專業(yè)課的一次深入的綜合性的復習，也是一次理論結(jié)合實踐的訓練，因此，它在我們大學生活中占有很重要的地位。通過這次畢業(yè)設計對自己的四年大學生活做出總結(jié)，同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉了自己的分析問題、解決問題的能力，為今后自己的工作和生活打下一個良好的基礎。此次畢業(yè)設計是綜合運用了本專業(yè)知識，分析并解決設計中所遇到的問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學知識。通過這次設計實踐，是逐步樹立了正確的設計思路，增強了創(chuàng)新意識，熟悉并掌握了機械設計中的一般規(guī)律和方法，培養(yǎng)了我的分析問題解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，使我進行了較全面的機械設計基本技能的訓練。另外通過此次設計使我領悟出機械設計的一般進程：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。在設計過程中，在獨立完成的同時，還有及時跟指導老師進行溝通和請教。每個階段完成后要認真仔細檢查，有錯誤要認真修改，精益求精。畢業(yè)設計的每個階段都是相互聯(lián)系的。設計時，零、部件的結(jié)構(gòu)尺寸不是完全由計算確定的，還要考慮結(jié)構(gòu)、工藝性、經(jīng)濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零、部件尺寸的因素很多，隨著設計的進展，考慮的問題要更加全面和合理，故后階段設計要對前階段設計中的不合理結(jié)構(gòu)機型必要的修改，所以，設計要邊計算、邊畫圖，反復修改，設計計算和繪圖是交替進行的。在設計中要貫徹標準化、系列化與通用化可以保證互換性、降低成本、縮短設計周期，這是機械設計應遵循的原則之一，也是設計質(zhì)量的一項評價指標。在設計中應熟悉和正確采用各種有關技術標準與規(guī)格，盡量采用標準件，并應注意一些尺寸需要圓整為標準尺寸。同時設計中應減少材料的品種和標準件的規(guī)格。畢業(yè)設計是每一個大學生的必修課，它要求每個人獨立思考問題，并將在大學期間所學的知識運用在實踐中，并對知識進行歸類和深化。能夠多方面的提高學生的能力，為進入社會做足準備。通過本次畢業(yè)設計，使我運用各種機械繪圖軟件的技能得到了很大的提高，也正是運用了這些繪圖軟件，才使得我的整個設計過程大大簡化了，設計的速度也得到了很大的提高。通過這次畢業(yè)34設計，我學到了很多東西，取得了一定的成績，但同時也存在一定的不足和缺陷，我想這都是這次設計的價值所在，以后的日子，我應該更加努力認真，以冷靜沉著的心態(tài)去辦好每一件事情。感謝各位老師的教導和關系，特別向指導老師高英武老師表示感謝，感謝高老師對我細心地指導。通過幾個月的努力，我相信此次畢業(yè)設計一定能為四年的大學生涯劃上一個圓滿的句號。35參考文獻參考文獻16CR-55 型茶葉揉捻機J 中國茶葉 ，1979， （01）2李小平.連續(xù)式茶葉揉捻機P.中國專利：CN02 15437.6， 20023江用文.我國茶葉加工發(fā)展戰(zhàn)略的研究J. 中國農(nóng)業(yè)科技導報，2004， 6I: 33-394徐金城.機制扁茶工藝技術探討J. 茶葉機械， 1995， （4）：14-175殷鴻范.30 年來我國茶葉機械的研究進展J. 茶葉科學， 1994， （02）6權啟愛.20 世紀的中國茶葉機械J.中國茶葉，2000， （03）7岳鵬翔，陳緣.茶葉機械發(fā)展的歷史道路J. 茶葉機械雜志， 1994， （02）8陳玉瓊.不同揉捻方式對綠葉名優(yōu)茶品質(zhì)的影響J.華中農(nóng)業(yè)大學學報，1996，15（4）：401-4039肖宏儒.茶葉機械化加工裝備技術發(fā)展趨勢J.農(nóng)業(yè)裝備技術，2005，6（3I）：7-1010彭仁林.兩代名優(yōu)茶往復理條機對比試驗報告J.茶葉機械，1995， （4）：7-811成大先.機械設計手冊M.化學工業(yè)出版社，198412濮良貴，紀名剛.機械設計M.北京：高等教育出版社，199613魏文軍，高英武，張云文.機械原理M.北京：中國農(nóng)業(yè)大學出版社，2005：85-10014顧崇銜.機械制造工藝學M.陜西科學技術出版社，1998 年15吳宗澤.機械結(jié)構(gòu)設計M.機械工業(yè)出版社，199216朱東梅主編.畫法幾何及機械制圖（第五版）M.高等教育出版社17王昆、何小柏、汪信遠.機械設計課程設計M.北京：高等教育出版社，2005：7-20918紀名剛等.機械設計（第七版）M.北京：高等教育出版社.2001.619李小平.多揉桶全自動茶葉揉捻機P.中國專利：N2005100I90I I. 5. 200520垂虱，等.茶葉試驗分析方法.北京：農(nóng)業(yè)出版社，198536致致 謝謝本論文是在高教授的悉心指導和熱情關懷下完成的。從選題、撰寫到定稿，高老師給予了我很多及時且建設性的指導意見，我在論文中的每一點進步，無不凝聚著恩師的心血。值此論文完成之際，謹向高老師致以深深的感謝和崇高的敬意。同時，我還要感謝為我授課的各位老師，是他們的傳道、授業(yè)、解惑，讓我學到了知識，培養(yǎng)了能力。也感謝我的同窗，感謝他們的探討和交流，感謝他們的幫助和支持。