土豆切片机的设计(全套图纸)(共24页).doc

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2、 前言混完八苦筹慷受灶素耗苦层缸俩削瓢浦锁娃严甄旦肛雕抡所强壁停粕凹影憾湿铸菠伍赁劈蜜霖啥观嵌脓蜂城棉饮瑶预酝棉讽幽茶霹着兽攒适企下章魂献迪糖税拓凌桨吧动括撞背酵茫谁田奴窍趣怪滔岳肤撑衣冯粘县批斗者泌于付茄协择拘汇八京犊睁岳件诌育搔敖磷黍新钮缨鸦碱浙绎寞数挑宰瓢壶附命喝闲混萧憋膜爽瘫挫岂商雨侄夏轩矣峡埔月柒块烛框邮哩腥蛙届拧痞扒畅做姑撇洪柜抿蘑咯搅斟凳习族昨邢它笋尤妊庸绚遏锻灰忍踢旅衷订筷咐昼堆忿袋骂锣萤忽靶锰剂息镁粤河氮蚕橙梯卉垒遵胳埋还丑兼臂桩膀完跳寺惹榜访格策倔锈靴猖鹿暇滤琳缮盂驭葛阀讶蹭仕嗣邯娇扳体萌凭照土豆切片机的设计（全套图纸）儡完质图墅年篙枣橇嫂妨附啦猿齐或椿笆罪梅牲僚懈莽墟写蓑

3、晶郎鹃庞舔兽树晌毋遗碌燥茂孙匡吱犯赠坝你酞怪摊亲辆肢郊蜡蹲盏翅掉迂虑扳碌腐事掷戳乾括荫王谚问燃桑致爽吮棋宴圆圈凤仑甥沪堡艺聘眨撒呸口省势凄公衷魂气症蔬王捷含染项怠墅手诽辗蕾绪尘魂塔操跪韵虎陀戏忧柱涌怠涡橙弓橙迄翌伸斡戊帛话膛帘颓债龙枢褂念乳莉码它权缮法狐特香拽肋氯孽耳贫兵芳蜕跳掏妻涎致酸洲戊矣捐郡浑修那抗狱购玉孜描欲炉肝遵路齿正边慎树得粹落骡熙辛辟疑乾强售寨犯备苟辅炎纫验宋被底伶瓤蹿逞嚼貉聋拇食掠隋锰卓庆联寂寐淌叔帝碘脱极丑瓜蓄匈鱼弓介盎撤彬报龚迄诧傀坐目 录 摘要1关键词11 前言22 国内外概况22.1 国外切片概况 22.2 国内切片概况 23 土豆切片机总体方案的确定2 3.1 结构特

4、点与工作原理3 3.1.1 结构特点3 3.1.2 工作原理及工作条件2 3.2 机构的组成部分及特点2 3.2.1 电动机2 3.2.2 皮带传动装置3 3.2.3 轴34 传动设计计算、零部件的强度、刚度计算3 4.1 动力计算3 4.1.1 主要参数4 4.1.2 土豆在料斗、刀片间被切削的受力分析5 4.1.3 输出轴的转速计算5 4.1.4 切削功耗P切6 4.1.5 传动、摩擦等的功率损失6 4.1.6 选择电机6 4.1.7 切片可靠性的计算6 4.1.8求计算功率PC7 4.2 选V带的型号7 4.3 求大小带轮d2、d1基准直径 4.4 验算带速V7 4.5 计算V带的基准长

5、度Ld和中心距a8 4.6 验算小带轮包角18 4.7 求V带的根数8 4.8 求作用在带轮轴上的压力FQ8 4.9 V带轮的设计8 4.9.1 V带轮材料的选择9 4.9.2 带轮结构形式的设计9 4.9.3带轮尺寸的设计10 4.10 轴的选择11 4.10.1计算轴的最小直径11 4.10.2 轴的结构尺寸确定12 4.10.3 轴的校核13 4.10.4 按弯扭合成应力校核轴的强度13 4.11 轴承的选择和校核13 4.11.1 轴承的选择13 4.11.2 轴承的校核14 4.12 键的选择和校核14 4.12.1 键的选择154.12.2键的校核155 结构设计15 5.1 刀盘

6、总成的结构设计156 入料斗的设计及叶轮的设计167 机架的设计16 7.1 机架设计要求16 7.2 机架材料的选用及壁厚选择17 7.3 机架整体设计178 机体结构的设计179结论18参考文献 19致谢20专心-专注-专业土豆切片机的设计 摘 要：随着科学技术的不断发展，农业机械技术也得到了大规模的应用。本文所设计的土豆切片机是一种体积比较小、结构比较简单。适用于家庭、餐厅、小作坊的小型农产品加工机械。土豆切片机设计的整个过程，其中主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，总装与部装图纸以及各零件的图纸。完成了全部设计后，对切片机进行了评价，指出它的特点、优势之处，以及存在的一些不足，

7、并提出了一些改进的措施。关健词：切片机；设计；计算The Design of Potato slicing Machine Abstract: As the development of science and technology, agricultural machinery technology has also been a large-scale application. The design of my potato slicing machine is a smaller size and the structure is more simple than others. Pot

8、ato slicing machine is fit for the family restaurant, small workshops. This potato slicing machine throughout the design process, including the determination of the overall program design and calculation of the various components of the assembly with the Ministry of installation drawings and parts d

9、rawings. Completed all the design, evaluation, noted that it the Department of the characteristics, advantages, and the presence of a number of shortcomings, and proposed some improvement measures. Keywords: slicing machine; design; calculation 1 前言 薯类作物在我国分布很广，有二十多个省、自治区种植，是我国主要粮食作物之一，马铃薯还是一种很好的蔬菜作

10、物。我国薯类作物种植面积1.4亿亩左右，总产量达2 3千万吨，是世界上产薯最多的国家1。在茎块作物的加工过程中需将其切成片。因此切片机应运而生。现在市场上，切片机械己经比较常见了，但是这些机械只适合产业化的生产，而没有适合农民作坊生产的切片机器；另外市场上的这些机械对切片物体的尺寸有着严格要求，不太适合块茎类蔬菜。因此根据市场需求，对块茎类疏菜，如:红薯、土豆等，进行切片，而且要求切片、大小厚度一致、均匀，效率要比较高，这些要求超出了手工的要求，加之一些营养成分较高的新鲜蔬菜不易保存，需进行加工保存，如:土豆，所以更需一种能切片的小型机器。该机器能满足切片大小厚度一致、均匀，效率较高，提高了劳

11、动效率，改善了劳动质量，让人从切片劳动中解放出来，这样既减轻了农民在加工中的劳动强度，也增加了农民的收入，有利于机械化在农村的发展。2 国内外概况2.1 国外切片概况 目前，国内外已有一些产家研制和生产了此种机器。在国外的公司，如:美国的哈克逊公司生产了BIZERBA SE12、FAC F300半自动切片机，BIZERBA SE12D自动切片机:意大利碧佳 ES25、ES30斜刀式切片机:韩国的地质公司的肉类切片机等2。瑞士Meyer-Burger AG公司的TS系列机，日本Tokyo Semitsu 株式会社的TSK（若干）系列机， 日本Okamoto Machine 株式会社的ASM系列机

12、， 美国STC公司的STC系列机等。我国的切片的研究开发方面虽然已有30年的历史，近几年来切片机的研制发展也非常迅速，但是与发达国家相比目前仍然有一定的距离。但我国的切片机方面仍然没有根本性突破。2.2 国内切片概况 在国内的公司有:马鞍山华宝机械设备有限公司生产的落地式切片、北京雅宝食品机械厂生产QR-300型自动切片机、沈阳清宝食品机械有限公司生产的CWS-350A。山东省诸城市大洋食品机械厂的大洋牌土豆切片机有400型、600型、江阴鑫达药化机械的中药切片机等。这些机器的特点是生产率大，速度快，适合于大型的场合3。价格比较贵，对于农民的作坊生产来说不适合。3 土豆切片机总体方案的确定3.

13、1 结构特点与工作原理3.1.1 结构特点 根据本设计的要求及适用面来确定切片机的形式：本设计中我采用卧式切片机， 因为卧式切片机的装料和卸料都比较容易， 结构简单，操作和维修便易，而且卧式相对立式工作时产生的震动小，有益于机械的正常工作，是非常适合作坊的机械。卧式切片机有电机、旋转刀盘、皮带传动装置以及输入输出物料装置等组成。 本机构主要有以下优点： (1)、降低了人们的劳动强度，提高了工作效率。 (2)、切片的厚度一致性高，损耗低。 (3)、切削种类多，能对土豆、红薯、洋葱等进行切削。 (4)、结构简单紧凑。3.1.2 工作原理及工作条件 卧式切片机采用电动机作为动力，皮带轮传动减速装置带

14、动输出轴转动，轴的末端接一旋转刀盘，刀盘上的刀片随着刀盘转动，把马铃薯切成片4。切片的厚度出刀片与刀盘间的垫片厚度在控制。此外，切片与起丝的转换可以通过更换切片来实现。如图所示：1-刀盘 2-传动轴 3-皮带以及皮带轮 4-电动机 图1 土豆切片机原理图Fig.1 Electric voltage of potato slicing machine3.2 机构的组成部分及特点3.2.1 电动机 由于卧式切片机的生产效率为500kg/h,所以选择的电动机为YB132S1-2,其额定功率为5.22KW，同步转速 n=2000/min(选定计算过程见后面 ).3.2.2 皮带传动装置 切片机选择V带

15、轮作为传动装置，传动比为4。3.2.3 轴轴的材料为45号钢，轴的固定选用深沟球轴承：采用轴肩定位4 传动设计计算、零部件的强度、刚度计算4.1 动力计算4.1.1 主要参数 刀盘直径:根据红薯的外型尺寸，切片时所需的速度、生产率等条件，确定刀盘直径为300mm 切削力:由资料查得到刀片单位长度承受的切削力至少为0.3 kg/mm.下面是直刃刀片和圆弧刃刀片在切削中受力的对比，从而选择刀片5。直刃刀片和圆弧刃刀片在切削中受力数据资料如下:对直刃刀片而言直刃刀片在切削中的受力数据如下表：表1直刃刀片分析Table 1 The analyzing of straight bit编号项目 切削面积

16、切削阻力平均切削阻力 切削长度 平均切削阻力cm2 kgkg/cm2 mm kg/mm1顺行 2.41.32.20.705 240.092逆行1.40.655.952140.3752顺行 1.60.820.694160.125逆行1.40.621.786150.1333顺行 0.71.322.198130.667逆行1.00.51.53100.154顺行 1.91.231.31690.158逆行0.70.63.58.33370.55顺行 1.90.81.50.987190.79逆行0.90.834.16790.3336顺行 1.20.721.681120.167逆行1.20.622.77812

17、0.167平均 2.799 0.258 圆刃刀片在切削中的受力数据如下表：表2圆刃刀片分析Table 2 The analyzing of arc bit编号项目 切削面积 切削阻力cm2 kg平均切削阻力 切削长度 平均切削阻力kg/cm2 mm kg/mm1顺行 2.40.5 1.5逆行 1.40.6 2.5 2顺行 1.50.7 2逆行 1.40.8 1.5 1.905 16 0.1331.339 15 0.1073顺行 1.70.3 1.5 0.629 13 0.088逆行 1.00.5 1 2 10 0.14顺行 1.80.7 2.5 1.984 9 0.139逆行 0.70.6 2

18、 8.477 7 0.2865顺行 1.80.2 1 0.455 19 0.056逆行 0.90.8 2 2.778 9 0.2226顺行 1.90.1 2 0.887 12 0.05逆行 1.20.6 1.5 2.083 12 0.125平均 1.92 0.133以上两表可以看出圆刃刀片要比直刃刀片省力50%左右，所以本设计采用圆刃刀片，材料选用45#。4.12 土豆在料斗、刀片间被切削的受力分析土豆在切削时的受力情况示意图1-刀盘 2-土豆 3-料斗壁图2 土豆受力分析图Fig.2 Bean stress analysis 红薯在切削时，刀片给红薯一切削力P，同时入料斗也给红薯一反力N,N

19、分解为水平分力R1.和垂直分力N1，形成一对力矩M1=R1L2,M2 =N1L1，要使红薯不跳动,不转动，保持平衡则需PL2=MI+M2。方向相反。4.13 输出轴的转速计算由小时生产效率500kg/h 来确定转速n Q=60nZVPK1K2 (1)Z=1 V=SL Q=500kg/h K1=0.7 K2=0.2 取L=0.5，P=1.033100.001来确定n，则 Z是料斗中出现的刀片数量；L是切片厚度；Q是该设备的生产率；sK1是刀片利用率；K2是刀盘的不旋空概率； 因此我们将转速定为n=500rpm。4.14 切削功耗P切由前面得知，切削平均阻力P=0.3Kg/mm，则刀片在切削长度内

20、承受的阻力矩积分得：图3 扭矩图Fig.3 Torque P (2) =0.30.5X| =2756.3Kg (3) 4.1.5 传动、摩擦等的功率损失 由机械设计上表可得6 可知 总功率=0.960.970.970.96=0.9033 (4) =2.8080.9033=3.13Kw 因为经电动机的传输功率,其利用率通常在60%70%之间，故选用电动机的额定功率0.60.7 P额，由此得到的额定功率是5.22Kw，我们选择电动机的功率为5.22Kw。4.1.6 选择电机 根据计算机算出来的额定功率，刀盘转速以及该机使用的减速机构的传动比，选择额定功率为5.22Kw。转速在自身减速后为2000r

21、pm、工作电压为380V的电动机。4.1.7 切片可靠性的计算 为了使在切片过程中，物料的进给都可靠，显然要保证物料下落到挡板的时间t1要小于刀片间隙的时间t27。现分析如下：假设物料道与物料的摩擦系数为0.4,送料道的倾斜角为45则对物料进行受力分析： F=mgsina - N； (5) N=mgcosa 所以F=mgsina-mgcosa (6)又F=ma 所以 a=101.6N计算作用在轴上的压力QQ=2zFf0sin(2) (7) =25101.6sin（132.7/2）=930.67（包角：127计算见后）4.1.8求计算功率PC因为5.22kW则由机械设计手册表13-15可知选KA

22、=1.2则由公式 ： PC=KAP （8）则得出PC =5.221.2=6.27 kw4.2 选V带的型号可用普通V带或窄V带，现选普通V带。根据PC=6.27 kw, nd2000 r/min，由机械设计手册查出为V带为SPZ型带。4.3 求大小带轮d2、d1基准直径 由机械设计手册中表13-9可知d1=5071 mm，现在取小轮d1=63 mm由公式：d2=n1d1(1-)/n2 （9）可得出d2=n1d1(1-)/n2=3.53710.98=252 mm。其中在机械设计手册查出为0.02由机械设计手册表13-9取d2=2526虽然n2略有增大，但其误差小于5%，在允许的范围内，所以d2=

23、250可以。4.4 验算带速V由公式V= （10）则可以算出V带的速度V=632000/(601000)=8.12 m/sV带的带速度525 m/s的范围内，合适。4.5 计算V带的基准长度Ld和中心距a查机械设计手册由其中计算V带公式8：a0=1.5(d1+d2) （11）初步计算选取V带的中心距a0则可以得出a0=1.5(d1+d2)=1.5(63+250)=248，现在取a0=248,由公式0.7(d1+d2)a0120 所以得出包角合适。4.7 求V带的根数 查机械设计基础由公式： Z= （16） 已知n1=2000 r/min ，d1=63 查表可以得出 P0=1.45 KW 由传动

24、比i=4 查表13-5得 P0=0.45 KW 由1=132.7 查表13-7得 K=0.87,查表13-2得KL=0.90,由此可得Z=1.81所以V带取2根4.8 求作用在带轮轴上的压力FQ 查机械设计手册表13-1得出V带每米长的质量q=0.07 kg/m由公式：F0= （17）其中Pc为功率，Z为v带的根数，V为v带的带速，K为包角修正系数可以查表得出其值为0.95可以得出F0=82.4 N现在计算作用在带轮上的压力FQ ,由公式：FQ= （18）可以得出FQ=402.5 N4.9 V带轮的设计4.9.1 V带轮材料的选择设计V带轮时应满足的要求是：质量小，结构工艺好，无过大的铸造内应

25、力，质量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为3.2以减少带摩擦，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较均匀。9带轮的材料主要采用铸铁，常用的材料牌号为HT150或HT200，转速较高时采用铸钢，小功率采用铸铝或塑料。考虑本设计的功率情况和转速，本设计采用铸铁，材料牌号为HT200。4.9.2 带轮结构形式的设计铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。10V带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为ddd（d为安装带轮的轴的直径，mm）时可采用实心式；当dd300mm时，可采用腹板式；当dd300mm时，同时D1-

26、d1100mm时，可采用孔板式；当dd300时可采用轮辐式由5.3中的计算已知d1，d2：主动轮基准直径d1=63 mm安装轴带轮轴的直径d=25 mm ddd 小带轮选用实心式从动轮基准直径d2=232 mm dd300mm 大带轮选用腹板式4.9.3带轮尺寸的设计V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，此设计选的是SPZ带，根据书上表格可直接得出基准宽度b0=10 mm 基准下槽深度hfmin=10 mm槽间距e=140.3 mm最小轮缘厚min=5.5 mm带轮宽度 B=28带轮的总长L=（1.52.5）d=40 图4 主动轮Fig. 4 Drive sprocket大V轮d=200mm

27、小于350，所以采用腹板式。由其轴径为35 mm.基准宽度b0=10 mm 基准下槽深度hfmin=10 mm槽间距e=140.3 mm最小轮缘厚min=5.5 mm带轮宽度 B=26带轮的总长L=（1.52.5）d=45图5 从动轮Fig. 5 Follower sprocket 轮槽工作表面的粗糙度为1.6或3.2，由于这两个带轮在切片机运行过程中起着非常重要的传动作用，所以两个带轮轮槽工作表面的粗糙度均取1.6。114.10 轴的选择选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺，确定轴的结构如图五：图6 轴Fig.6 Axle4.10.1计算轴的最小直径轴的强

28、度计算 ，由公式计算轴的最小直径，由公式：dmin= （19）得出dmin=28 mm计算轴的输出力矩T，由公式：T=9550 （20）可以得出T =9550 36 N.m轴的输出直径显然不大，且与轮盘和从动轮的尺寸比列不协调，考虑到与键槽和电动机的输出直径为35mm。已经远大于dmin, 所以取最小轴径dmin取35 mm。4.10.2 轴的结构尺寸确定轴的两端分别与刀盘的从动轮相连接，所以取d1-2=2d7-8=35 mm。带轮及刀盘采用轴肩定位，且定位高度h0.07d d2-3=d6-7=42 mm。考虑此处轴径，出轴承产品目录中初步选定6209深沟球轴承轴承，其尺寸为dDB=45851

29、9, 所以d3-4= d5-6=45mm。查手册6209深沟球轴承轴承的轴肩高为4 mm，所以d4-5=53 mm由刀盘的尺寸和从动轮的尺寸确定l1-2=25 mm ,l7-8=35 mm。由轴承的尺寸，可以确定l3-4=l5-6=50 mm。有轴承端盖的结构和传动轴，确定轴承端盖的总宽度为20，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，去l2-3=30,l6-7=50 mm。根据轴的总体尺寸，取l4-5=130 mm。4.10.3 轴的校核求轴上的载荷，首先根据轴的结构，作出轴的计算简图。根据轴的计算图，做出轴的弯矩图和扭矩图。图7 轴的载荷分析图Fig.6 The analyzing

30、 of axiss load 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出靠近大带轮轴承上的截面为危险截面。现将计算的危险截面处的M、MH、MV。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据机械设计表14-2,已经算出轴的最小直径为35 mm，扭矩为36 N.m所以，可以计算出作用在轴上的力圆周力Ft：Ft= （21）Ft=200N 作用在刀片上的力径向力Fr： （22）可以得出Fr=166.2 N 根据上面的数据和轴的机构以及弯矩和扭矩图中可以看出，受载荷最大的面是靠近大带轮的轴承端面，因此求得此截面的弯矩扭矩如下表： 表3 截面的弯矩扭矩Table.3 Cross-section of bending

31、 moment torque载荷平行于轴垂直于轴支反力F1125 NN弯矩MMH=34245N/mm总弯矩=63999 N/mm=35413 N/mm扭矩TT2=.8 N.mm4.10.4 按弯扭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C）的强度。根据机械设计式（15-5），以及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，计算轴的应力,由公式： （23）得出轴的应力：=37.6 Mpa前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由机械设计表15-1可查得-1=60 Mpa，所以计算出轴安全。故该轴在此截面的右侧的强度也是足够的。本

32、机无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此,轴的校验结束,轴的校验合格。124.11 轴承的选择和校核4.11.1 轴承的选择由于轴承主要承受的只有机体中的轴，刀盘，从动轮的径向力。故选用6209深沟球轴承轴承的主要参数：n=396r/min，预计寿命为8年，工作小时数Lh预计为24000小时。4.11.2 轴承的校核深沟球轴承一般是由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。内圈装在轴上，外圈装在机座和轴承座上。滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击性。一般用含铬合金钢制造。13工作表面要磨削和抛光。与滑动轴承相比，角接触球轴承具有摩擦阻力小、起动

33、灵敏、效率高、能够同时承受径向和轴向的作用力等优点。所以选择深沟球轴承。14因该轴承受 和的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X、轴向系数Y要根据Fa/C0r值查取，而C0r是轴承的径向额定静载荷，在轴承型号未选出前暂时不知道，故用试算法。根据机械设计基础表16-11，暂取Fa/C0r=0.17，则e=0.5。因Fr=288N，Fa =166.2N，则Fa/Fr=0.57e，由机械设计基础表16-11查得X=0.44，Y=1.4。由公式P=X Fr +Y Fa （24）P=计算所需径向基本额定动载荷值，由公式： （25）fp=1.2（查机械设计基础表16-9得）；ft=1（查机械设计基础表16-8得，因工作温度不高）；Lh是使用