多功能切菜机设计有图.docx
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多功能切菜机设计有图
第1章绪论
1.1课题背景
20世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的发展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。
发展食品工业的基础便是食品机械。
不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业的发展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。
因此研制先进的食品机械，使食品加工迅速地实现机械化和自动化是社会发展必然趋势。
随着经济的发展,人们物质生活水平的不断提高,人们的饮食习惯逐步向方便,快捷,营养化发展，在蔬菜的加工方面出现了净菜半成品菜，受到广大人民群众的欢迎。
随之而来，半成品菜的加工成为难题。
虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，成本相对较高。
食品加工机械的动力部分是电动机。
它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。
它们均服务于各种菜肴食料的准备与制作，或者服务于与此相同的其他辅助性工作。
食品加工机械有一个动力部分，一个与其固定在一起或者根据操作的需要可以拆卸的工作部分与若有此必要的附配件所组成。
食品加工机械的种类有很多,可分为:
搅拌及揉合设备,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。
多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械发展进入一个新的历史时期。
因为它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。
目前，国生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有
JY-Q550型多功能切菜机,PQT-580型多功能切菜机（整机（无级）：
1200X700
X300MM外形尺寸：
送料槽：
长X宽=1000X40MM；CHD4Q型推杆式切菜机QD-DLC2智能型蔬菜切割机；QCJ-1型多功能切菜机TW-801A多功能切菜机,机器尺寸：
1160
（L）X530（WX000（H）（mm）机器重量：
135KG切割尺寸1-60mm叶菜部）产量：
300-100kg/HR电源：
220V单相马力：
3/4HP皮带宽：
120mmDQ180ADQ180B多功能切菜机；CHD4C型料斗式多功能切菜机；作为EMURA勺主力产品,其最新推出的多功能切菜机ECD-202型,CHQC-100DI型多功能切菜机规格470X410020mm符合Q/WHS02-2001技术条件要求；JW-301型切菜机，技术参数：
电压/频率：
230-240V/50-60HZ功率：
35W重量：
2kg线长:
1.8m尺寸：
120X342>210（mm）大箱尺寸:
445X420X490（mm）等，模拟手工切菜机为多。
这些厂家生产的切菜机的主要不足是功能少和生产率低，因此设计多功能的高效率的多用切菜机是十分必要的。
本文介绍了一种可以切蔬菜，肉类等多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合大型的饮食行业的使用。
1.2目的和意义
中国多用切菜机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。
就目前形式来看，我国的食品机械发展前景十分广阔，究其主要原因是我国人民消费的食品大多是来自农业的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成的资源浪费损失更高，因此我国食品机械具有广阔的市场前景。
我国食品机械制造业的产品，能跟上国际先进水平的不少，但真正具有自主知识产权、具有技术创新的产品却是甚少。
这里所说的“跟"字，是“跟进"甚至是仿
制，而创新极少。
所以，我国食品机械制造企业要从创新的角度，从自主知识产权的高度来开发新产品，开发出具有国际一流水平的先进设备，这样，才能真正实现国产食品机械制造业的提档升级。
1.3本文主要容
本设计主要是将日本生产的ES-2型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。
另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。
1.4预期结果
通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料有切的作用而且还同时具有割的作用，因此，是具有模拟人手切片的作用。
此外，尚设计出不同机构圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、丁等）。
并可以
通过单刀双刀的转换改变加工尺寸围，通过改变不同形状的刀具，可以切削软硬程度不同的物料。
使用方便、快捷。
第2章方案设计论证
2.1切菜机的原理和应用分析
2.1.1切片运动形式的选择
食品机械的特点之一就是工作的执行机构模拟人手的动作实现其功能，以保证制出的食品具有良好的形状，保持原来的食品味道和颜色及质量。
性能良好的多功能切菜机的切片运动形式当然也应该是模拟人手动作的。
目前，国外的切菜机的切片运动形式主要有两种：
（）刀具回转和物料直线进给式；
（）刀具作直线往复运动和物料作直线进给式。
1.切片功能比较
对于刀具回转的刀片：
通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料具有切的作用而且同时还具有割的作用，因此，是具有模拟人手工切片的动作。
从而使刀具对物料的挤压力小，对物料损伤小，可以保持其水分，且切片形状规则，因而切片质量好。
此外，尚可以设计不同机构的圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、块、丁等）。
对于刀具作直线往复运动，其刀片刃口为一直线，刀具简单。
但刀具对物料挤压力大，对物料损伤大，水分损失多，切片质量差。
2.实现刀具运动的机构比较
实现刀具回转运动的机构比较简单，传动平稳，传动元件不易磨损，机器寿命长。
实现刀具直线往复运动必须采用曲柄连杆滑块机构或凸轮。
相对而言机构较复杂、有冲击、振动大、传动元件易磨损，机器寿命低。
3.生产率比较
刀具回转和物料直线进给式，由于无冲击、振动小，可以高速切片，因而生产率咼。
刀具直线往复运动和物料直线进给式，由于运动中有冲击、振动大，切片速度提高受到限制，所以生产率低。
由于上面分析比较可以得出如下结论：
刀具作回转运动切片时，切片质量好,
生产率高，切形多样化（可通过不同种类的圆盘刀具来实现）代表了切菜机的发展方向，所以本设计仍然采用刀具回转的切片运动形式。
2.1.2切菜机技术条件
多功能切菜机属于食品机械，其设计应符合《中华人民国商业部部标准一一切
菜机技术条件》。
其中
1.设计、制造技术要求
（）切菜机应把传动部件与切制菜料的工作部分严格隔开。
（）应有安全装置和措施。
（）手动进料应有限位措施，并与机动进料间应有互锁装置。
（）旋转刀具及旋转拨盘与设有铰链构件的防护罩间必须有互锁装置。
2.性能要求：
（）成型菜料应形状规整，均匀，稳定。
（）切制成型菜料应表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明显的撕裂纤维
痕迹。
（）在进料，切割，出料的过程中，菜料应顺利通畅，不得有诸塞现象。
（）整机应运动平稳，不允许有异常音响，发热，冲击，卡死，漏油等现象。
2.2多功能切菜机方案确定
2.2.1传动方案设计
经过分析研究，把分离传动机构改进为整体传动的机构形式（把变速变换齿轮也布置在传动箱），使其机器的宽度方向尺寸减少到700mm且刀具中心基本上位于宽度尺寸的中心，增加了机器的美观。
2.2.2传动方案选择
本机拟采用同步带传动、齿轮传动、蜗杆传动、链传动等传动方式。
其特点如
下：
1.带传动是挠性传动的一种。
带传动的主要特点：
传动带具有弹性和挠性，可吸收振动和缓和冲击，使传动平稳、噪音小；当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其它零件，起保护作用；适合于主、从动轴间中心距较大的传动；结构简单，制造、安装和维护都较方便；由于有弹性滑动存在，故不能保证准确的传动比；结构尺寸较大，效率较低，寿命较短；由于需要施加紧力，所以会产生较大的压轴力，使轴和轴承受力较大。
同步带传动是通过带齿与轮齿的啮合传递运动和动力。
与摩擦型带轮相比，同步带传动兼有带传动、链传动和齿轮传动的一些特点。
具有传动比准确、效率高、传动平稳、噪音低、使用寿命长、中心距允许围大、轴上压力小、能承受一定冲击、不需润滑、较其它带传动结构紧凑等优点。
应用较广的同步带齿形有梯形齿和圆弧齿两大类。
2.齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种形式。
瞬时传动比恒定、传动效率可高达98%〜99%、工作可靠、使用寿命长、结构紧凑、适用围大，可从小于1kW
到数万kW但不宜用于轴间距过大的传动。
3.链传动由装在平行轴上的主、从动链轮和绕在链轮上的链所组成，用链作中间挠性件，通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。
链传动应用广泛，按用途分可分为传动链、输送链和曳引链三种。
链传动是啮合传动，链轮轮齿有特定的齿形（是非共轭齿廓），可以保证链节和链轮正常的啮合，即可保证平均传动比为定值，又可象带传动那样有中间元件（链）实现中心距较大的传动，压轴力还不大；而且它工作时为多齿同时啮合，载荷渐依次分布于这些齿上，所以可传递较大的功率，最大
可达数千kW；它传动效率较高，一般可达96%〜97%，经济可靠。
它的主要缺点是瞬时链速度和瞬时传动比不是常数，传动中有一定的动载荷和冲击，噪声较大，不能用于高速。
因此，链传动常用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变但对瞬时传动比要求不严格的两轴或多轴传动，它还能在低速、重载、工作环境恶劣和较高温度的情况下较好地工作，目前常用于在100kW以、链速在12〜15m/s以、传动比
在8以的农业机械、轻化工机械、起重运输机械、各种车辆各采矿机械的传动中。
4.蜗杆传动的单级传动比大，结构紧凑。
传动比围在8〜80之间。
传动平稳，
无噪音。
可以实现自锁，但传动效率较低，蜗轮制造成本较高。
综上所述，本设计刀具的传动要求平稳，采用斜齿轮传动。
输送带的传动因速度较低，经同步带无级变速后，由蜗轮蜗杆，齿轮传动，链轮传动达到要求的速度。
本设计的多功能切菜机的传动原理图如图2.1。
（见下页）
电机
I=0.75kw
n=1390rpm
图2.1传动原理图
2.2.3总体布局
本机主要分为：
电机箱部件，传动箱部件，料槽部件，输送带部件，出料口部件，刀盘部件。
现将本切菜机的主要部件说明如下：
1.传动箱部件
传动箱部件主要起传动动力和减速作用。
它分为二条传动路线。
其一是从电机通过无级变速机构经过斜齿轮副把回转运动传给刀具。
其二是从电机通过无级变速机构、蜗轮副、交换齿轮副、把运动传给输送带部件，使其作直线进给运动
（）无级变速器
采用无级变速器可大简化机器的机构。
由于需要同时改变刀具和传送带的速度。
所以必须采用双无级变速机构。
本机采用了带式无级变速器，是因为其机构简单，工作平稳，能吸受振动，具有过载保护作用，制造容易和不需要专门的润滑系统，特别适合小功率的传动系统中。
单带双轮机构在工作时，双轮和电机皮带轮三个轮不在一个平面，因而皮带工作表面磨损不均，皮带弯曲频率大，寿命低。
但最大优点是机构简单，制造容易，调整方便。
综合考虑，本机功率小，故采用单带双轮无级变速机构。
（）箱体机构
箱体机构形式的选择与机器的传动原理设计有关。
经分析采用分离传动的分箱
结构，即刀具主轴传动系统和输送带传动系统分别安置在二个传动箱体中，和分析整体箱体结构的优缺点，确定选择整体箱体结构。
采用整体箱体结构有如下优点：
1箱体的空间大，贮存的润滑油多，有利于散热，机器工作温升小，提高蜗轮副和齿轮副的寿命。
2机器制造装配方便，传动箱可作为一个独立的部件。
3刀具主轴与物料输送方向（输送带）有一定的垂直度要求，可直接由箱体的孔系加工来保证。
4结构合理，机器的宽度方向尺寸减小，变速交换轮由开式传动改为闭式传动，左右两边基本上对称于刀具的中心，外观也比较美观。
5箱体毛坯的数量减小到一个，外形较规则，结构并不复杂，易于铸造。
6具有一般的工艺装备水平的工厂即可满足加工要求，采用通用机床、设备即可完成加工。
整体箱体结构比分离传动的箱体显然要复杂多了，但加工量并没有增加，特别
是孔系加工的方法和工作量没有什么差别。
因而全面分析的结果，本多功能切菜机采用整体传动箱体的结构。
（3）传动元件的润滑方式
对于蜗轮副和齿轮副均采用结构简单的油池润滑。
对于主传动箱体的油浸不到的滚动轴承均采用向心球轴承和角接触球轴承，轴
承可采用润滑脂润滑。
2.输送带部件对于输送带上传动机构的滑动轴承，可以采用定期注润滑油的方式进行，润滑油应采用无色、无味、无毒的食品油或医用凡士林。
本切菜机考虑到传送动力小，转速又低，均采用尼龙轴承代替需润滑的金属轴承，即方便了用户,又保证了机器和食品的卫生。
输送带的材料，本机采用尼龙线骨挂上一层无毒橡胶作为材料。
2.3多功能切菜机技术要求
本设计的各种技术参数如下：
1.电机额定功率：
小于1kW。
2.外形尺寸：
小于1300>700xllOOmm
3.切片厚度调整围：
1-30mm可调。
4.生产率：
30-500kg/h（片）。
5.可切物料的种类：
根、茎、叶类蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、鱼类、海带类、中草药等。
6.物料的形状：
片、条、丝、块、段、丁等。
2.4本章小结
本章主要叙述了切片运动形式的选择，如：
切片功能比较，生产率比较，实现刀具运动的机构比较；切菜机的技术要求，如：
设计、制造技术要求，性能要求；
总体布局；传动方案的选择；传动方案的设计等。
第3章主传动部件设计
3.1电动机的选择
电动机分交流电动机和直流电动机两种。
由于生产单位一般都米用三相交流电
源，因此，无特殊要求时均选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用
最广泛。
对于载荷比较稳定、长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，电动机就能安全工作，不会过热，因此通常不必校验电动机的发热和启动转矩。
因为切菜机属于一般机械，无特殊要求，故可以选择的电动机的额定功率小于1kW
容量相同的三相异步电动机，一般有3000、1500、1000及750r/min四种同步
转速。
电动机同步转速愈高，磁极对数愈少，外部尺寸愈小，价格愈低。
但是电动机转速愈高，传动装置总传动比愈大，会使传动装置外部尺寸增加，提高制造成本。
而电动机同步转速愈低，其优缺点则相反。
本设计选择电动机型号为丫802-4;
额定功率：
0.75kW
额定转速：
1390r/min
最大转矩：
2.3N-m
3.2无级变速器的设计计算
该无级变速机构由两个可调带轮和一个电机轴带轮构成，下面的设计主要是对带传动进行了计算。
1.确定计算功率Pac
PacKAP1.10.750.825kW
载荷变动由［1］带传动工作情况系数表查得KA1.1
2.选择带型
根据计算功率Pac0.825kW小带轮转速n1390r/min
因此选择SPZ型窄V带。
3.确定带轮基准直径d1>d2、d3。
）验算带的速度V
dpim671390
Vvp—5.22
601000601000
在5〜25m/s标准围之间
）计算从动轮的直径d2、dg
本传动为无级可调变速，由于调节围的限制，本从动轮直径试选择6380mm
传动比围为1:
11:
1.3。
4.
确定中心距a和带的基准长度。
360mm
依据［1］基准长度系列，选择带长为1120mm
5.
验算主动轮上的包角。
6.确定带的根数。
长度系数Kl依据［1］查得Kl0.93
单根V带的基本额定功率P。
查［2］得P。
0.93kW
P0查［2］得F00.22kW
0.841
0.825
0.930.220.920.93
故取1根SPZ型窄V带
7.确定带得预紧力F。
20.8252.52
qV500応09211.10.074.88166N
8.计算带传动作用在轴上的力
1525
Fp2ZF0sin21166sin323N
p22
结论：
选择SPZ型窄V带，电机轴带轮基准直径63mm两个可调带轮的基准直径为6380mm两可调带轮之间的中心距为160mm电机轮于可调带轮之间的中心距为360mm带长1120mm
由于本传动中有两个可调带轮，故应在此传动中安置一个压力为166N的紧轮，以保
证在变速过程中V带有合适的预紧力。
3.3齿轮的设计计算
1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
考虑到本设计切菜机传送件的功率，为一般机械，要求传动平稳，噪声小，故选用斜齿轮传动。
大齿轮选用45号钢，小齿轮和轴做成一体，选用40Cr，调质并
表面淬火，HRC4〜45,选用7级精度。
2.初步计算传动尺寸
因为本设计中，齿轮采用闭式传动，表面淬火，因大小齿轮均用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强。
因此初步按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮传动主要参数和尺寸。
齿轮模数计算公式：
|'2Kcos2T1YYFaYsa“c、
mt32（3.2）
\dZ1F
式中：
T1—小齿轮传递的转矩（n-m；
YFa—齿形系数；
YSa—应力修正系数；
丫一重合度系数；
Flim—许用弯曲应力（MP3。
（
）小齿轮传递的转矩：
6P1
T19.55106-
075
9.551065.153N・m
n1
1390
（
）初选Z112，则Z2iz12.5
1230。
（
）查［2］由材料硬度选择齿宽系数
d=0.6。
（）初取螺旋角B=12
斜齿轮端面重合度系数:
（）查［2］得重合度系数0.76
（）由［2］得
查［2得螺旋角系数：
Y=0.93
（）初取Kt=1.3
式中：
Flim—计入了齿根应力修正系数之后，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应
力（MPa；
Yn—弯曲强度计算的寿命系数；
Sf—齿根弯曲强度计算的安全系数。
（3.4）
式中：
N。
、m由实验获得，随材料而异循环次数公式:
N60nalh（h）（3.5）
式中：
n—齿轮转速（r/min）；
a—齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；
|h—齿轮的工作寿命（h）
由公式（3.5）得:
查［2］得：
Sf=1.25
查［2］得：
Yn=1.0
查［2］得：
fim=360MPa
所以许用弯曲应力为：
3.计算传动尺寸
（）载荷系数公式:
式中：
kA—使用系数；
Kv—动载系数；
Kv、K—齿向载荷分布系数;
Ka—齿间载荷分配系数。
）计算传动尺寸:
传动中心距公式:
变位系数的计算
取X0.3
变位量
Xm2.50.30.75
计算结果汇总：
模数m2.5mm中心距a=54mm齿宽bi20mmb215mm
分度圆di30.86mm,d277.14mm法向变位系数小齿轮Xni0.3,
大齿轮Xn20.3
3.4轴的设计计算
3.4.1轴的材料选择
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，但由于斜齿轮与该轴做成一体，故选用40Cr,为材料，并经调质，表面淬火处理。
3.4.2轴的结构设计计算
1.轴径的初步估算
估算轴的最小直径常用的方法有三种：
（1）按扭转强度计算；
（2）按经验公式
计算；（3）类比法。
本设计中没有同类型已有机器的轴的结构和尺寸，可分析对比；经验公式一般用于减速器设计时轴径的估算；故本设计采用第一种方法，按扭转强度计算。
对于转轴，由于跨距未知，无法计算弯矩，在计算中只考虑转矩，而用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响。
由材料力学可知，轴受转矩的作用时，其强度条件为：
:
TP
9.5510一（7
d咕mm（3.7）
式中：
一轴剖面中最大扭转剪应力（MPa；
p—轴传递的功率（kW;
n—轴的转速（r/min）；
—许用扭转剪应力（MPa；
C—由许用扭转剪应力确定的系数；
d—轴的直径（mr；
查［2］得C的值为106。
由公式（3.7）得：
图3.2轴结构图
3.轴的受力分析（见图3.3）
（）由斜齿轮的计算可知：
切向力Ft纽25153334N
d130.86
径向力FrFt
tan
-334
tan20
cos12
124.3
cos
轴向力Fa
Fttan
71N
轴承1总的支承反力为：
N1N1x2
N1y2
.241.42
893.82
925.8N
轴承2总的支承反力为：
N2..N2x2
N2y2
117.12
688.82
698.7N
图3.3轴受力分析图
（）弯矩：
在水平面上,
a-a
剖面：
MaH
12.25N•
b-b
剖面：
MbH
9018N•m
在垂直面上,
a-a
剖面：
Mav
0N-m
b-b
剖面：
Mbv
3356N-m
合成弯矩，a-a剖面，
Ma
M；h
M：
12250N-m
b-b剖面，
Mb
Mh
Mbv
9620N-m
（）转矩：
由上面的计算得T=9.62N•m
4.轴的强度校核
从弯矩图中可知，斜齿轮轴中间的a-a剖面弯矩载荷最大，是危险截面。
轴的
安全系数公式为:
（3.8）
式中：
n—只考虑弯矩作用时的安全系数;
n—只考虑转矩作用的安全系数；
n—许用安全系数。
1
n
a
—m
r
（3.9）
（3.10）
K、K—弯曲、扭剪的有效应力集中系数;
表面品质系数;
r—弯曲、扭剪的绝对尺寸影响系数;
a、a—弯曲、扭剪应力的应力幅N/mol,—般传递动力的轴，弯曲应力为对
称循环，单向回转的轴，考虑载荷的不均匀性，扭剪应力应视为脉动循环;
—材料拉伸、扭剪的平均应力折算系数。
在本设计中，弯曲应力是按循环变化，故
剪应力按对称变化，即
T
WT
对于a-a截面:
查［2］得K=1.1;
查［2］得K=1.62;
查［2］得=0.92;
查［2］得=0.85，r=0.87;
查［2］得a=0.2,=0.1；
由材料力学的弯曲应力公式得:
抗弯剖面模量
弯曲应力
MabW
12250
18.6MPa
657
T
9620
T
6.6MPa
WT
1457
6.6
am
3.3MPa
2
350
14.7
升级会员 