离心式切片机设计Word下载.docx
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圆盘旋转式切片机的机构简单也有较高的生产效益，因此它广泛应用于各种场合。
（3）水枪式切片。
水枪式切片机耗水量打，只能切出平直的片，因此它的应用不是十分广泛。
（4）圆形（内圆切片的外圆切片）切片。
圆形式切片机有很高的工作效率，但是结构复杂，设计较困难，因此它应用于工作效率要求相当高的专业领域。
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，研制的切片机没有得到大面积推广应用。
虽然在我过已有切片机的生产厂家如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。
但我国的切片机方面仍然没有根本性突破。
3离心式切片机总体方案的确定
3.1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：
本设计中我采用离心式，因为离心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，而且离心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。
本人设计的里离心式切片机，主要是由电动机经V带降速并传递给平带动力，从而使平带进行旋转运动并带动切片机内壁旋转运动，物料受到离心力作用紧贴切片机内壁，刀片对物料进行旋切而达到切片作用。
本机构主要有以下优点：
一、降低了人们的劳动强度，提高了工作效率，能达到500~1000kg/h。
二、切片的厚度一致性高，损耗低。
三、切削种类多，能对土豆、红薯、洋葱等进行切削。
四、结构简单紧凑。
按动力种类分，离心式切片机可分为机动和人力两类。
机动的包括内燃机驱动和电机驱动。
本设计选择效率较高的电机驱动为动力来源。
离心切片机由电动机、旋转叶轮、皮带传动装置和输入、输出物料装置等组成。
其结构如图1：
图1离心式切片机结构简图
Fig.1Leavehearttypesliceofstructure
1-电动机2-皮带机皮带轮3-传动轴4-叶轮及其刀片
3.1.2工作原理及工作条件：
离心式切片机采用电动机作为动力，皮带轮传动减速装置带动输出轴转动，轴的末端接一旋转盘，固定的刀片随着转盘的转动把物料离心甩到边上通过固定刀片切成片，切片的厚度出刀片与转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。
配套动力：
1~1.5kw切片厚度：
2~5mm叶轮转速：
200~550r/min生产率500~1000kg/h
3.2机构的组成部分及特点
3.2.1电动机
本设计选择电机为Y90L-4，其额定功率为1.5KW,同步转速为1500r/min（具体选择计算见第4部分）。
3.2.2皮带传动装置
切片机选择V带轮作为传动装置，传动比为3.53。
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电机的选择
生产效率Q为500~1000kg/h所以Q取600kg/h,配套动力：
1~1.5kw,叶轮转速：
200~550r/min。
茎块一般为椭圆形，测定其长为65-80mm,宽为45-60mm。
由生产效率的公式
Q=60×
B×
r×
n/1000×
a×
b×
t×
z
（1）
80×
250×
70×
3×
4
得出n≈396r/min
B是刀片长度；
r为刀盘半径；
n为传动轴的转速；
ab分别是一般茎块的椭圆的长和宽；
T为切片厚度；
这里切片厚度为3mm.
z为刀片片数，刀片片数为4.
由V带动传的传动比为3.53，则电机的转速范围是396×
3.53=1320.57r/min。
由配套功率为1~1.5kw,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择电机为Y90L-4，其额定功率为1.5kw,同步转速为1500r/min电动机结构如图二所示：
图2电动机
Fig.2Electricvoltage
5V带传动的设计计算
5.1求计算功率PC
因为
＝1.5kW，n＝1500r/min，i1=3.53则由机械设计手册表13-15可知选KA=1.1
则由公式：
PC=KAP
（2）
则得出PC=1.5×
1.1=1.65kw
5.2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=1.65kw,nd＝1500r/min，由机械设计手册查出为V带为Z型带
5.3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=50～71mm，现在取小轮d1=71mm
由公式：
d2=n1d1（1-ε）/n2（3）
可得出d2=n1d1（1-ε）/n2=3.53×
71×
0.98=245.617mm。
其中ε在机械设计手册查出为0.02
由机械设计手册表13-9取d2=236虽然n2略有增大，但其误差小于5%，在允许的范围内，所以d2=236可以。
5.4验算带速V
由公式
V=
（4）
则可以算出V带的速度V=
=
=5.57m/s
V带的带速度5～25m/s的范围内，合适。
5.5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：
a0=1.5（d1+d2）（5）
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×
（71+236）=460.5，现在取a0=470,由公式0.7（d1+d2）<
a0<
2（d1+d2）（6）
可以得出中心距在其范围内，所以取a0=470可以。
查机械设计手册由式：
L=2a0+
+
（7）
可以得出带长为L=2×
470+
=1436.5mm
由机械设计基础查表13-2选用V带的型号，对Z型带选用Ld=1600mm。
再由其公式：
a≈a0+
（8）
可以确定V带的中心距a=470+
=552
5.6验算小带轮包角α1
查机械设计基础由公式
α1=180°
-
×
57.3°
（9）
可以得出α1=180°
=159.88°
>
120°
所以得出包角合适。
5.7求V带的根数
查机械设计基础由公式：
Z=
（10）
已知n1=1500r/min，d1=71查表可以得出P0=0.30KW
由传动比i=3.53查表13-5得∆P0=0.03KW
由α1=159.88°
查表13-7得Kα=0.95,查表13-2得KL=1.16,由此可得
≈2.357
所以V带取3根
5.8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=0.06kg/m由公式：
F0=
（11）
其中Pc为功率，Z为v带的根数，V为v带的带速，Kа为包角修正系数可以查表得出其值为0.95
可以得出F0=
≈82.4N
现在计算作用在带轮上的压力FQ,由公式：
FQ=
（12）
可以得出FQ=402.5N
6V带轮的设计
6.1V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。
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。
6.2带轮的结构尺寸的设计
6.2.1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：
1、实心式；
2、腹板式；
3、孔板式；
4、椭圆轮辐式。
V带轮的结构形式与基准直径有关。
当带轮基准直径为dd≤d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时可采用实心式；
当dd≤300mm时，可采用腹板式；
当dd≤300mm时，同时D1-d1≥100mm时，可采用孔板式；
当dd＞300时可采用轮辐式
由5.3中的计算已知d1，d2：
小带轮基准直径d1=71mm
安装轴带轮轴的直径d=25mm
∵dd≤d∴小带轮选用实心式
小带轮基准直径d2=236mm
∵dd≤300mm∴大带轮选用腹板式
6.2.2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Z带，根据书上表格可直接得出
基准宽度b0=8.5mm
基准下槽深度hfmin=7.0mm
槽间距e=12±
0.3mm
最小轮缘厚δmin=5.5mm
带轮宽度B=45
带轮的总长L=（1.5~2.5）d=50
图3主动轮
Fig.3Drivesprocket
大V轮d=236mm小于350，所以采用腹板式。
由其轴径为25mm.
最小轮缘厚δmin=4.5mm
带轮宽度B=37
图4：
从动轮
Fig.4Followersprocket
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
7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5：
轴
Fig.5Axle
7.1计算轴的最小直径
根据表（机械设计第七版高等教育出版社。
下同）取C=107—118，则有[17]根据课本表14-2，可知45钢可取
=35Mpa，C=112
轴的强度计算，由公式计算轴的最小直径，由公式：
dmin=
（14）
得出dmin=
≈17mm
计算轴的输出力矩T，由公式：
T=9550*
（15）
可以得出T=9550×
≈36N.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24mm。
已经远大于dmin,所以取最小轴径dmin取25mm
7.2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=d7-8=25mm。
带轮及刀盘采用轴肩定位，且定位高度h>
0.07dd2-3=d6-7=30mm。
考虑此处轴径，出轴承产品目录中初步选定7207c角接触球轴承，其尺寸为d×
D×
B=35×
72×
17,所以d3-4=d5-6=35mm。
查手册7207c角接触球轴承的轴肩高为4mm，所以d4-5=43mm
由刀盘的尺寸和从动轮的尺寸确定l1-2=26mm,l7-8=35mm。
由轴承的尺寸，可以确定l3-4=l5-6=17mm。
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=l6-7=60mm。
根据轴的总体尺寸，取l4-5=100mm。
7.3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6轴的载荷分析图
Fig.6Theanalyzingofaxis’sload
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。
根据《机械设计》表14-2,已经算出轴的最小直径为25mm，扭矩为36N.m
所以，可以计算出作用在轴上的力圆周力Ft：
Ft=
（16）
=288N
作用在刀片上的力径向力Fr：
（17）
可以得出Fr=166.2N
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
Table3Cross-sectionofbendingmomenttorque
载荷
平行于轴
垂直于轴
支反力F
1125N
N
弯矩M
MH=34245N/mm
总弯矩
=63999N/mm
=35413N/mm
扭矩T
T2=131759.8N.mm
7.4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：
（18）
得出轴的应力：
=37.6Mpa
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
[σ-1]=60Mpa，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。
8轴承的选择和校核
8.1轴承的选择
由于轴承主要承受的只有机体中的轴，叶轮，从动轮的径向力。
故选用角接触轴承7207C角接触球轴承。
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12000小时
8.2轴承的校核
角接触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。
内圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。
保持架的作用是把滚动体均匀地隔开。
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。
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。
所以选择角接触球轴承。
由上述可知，选择7207C的角接触球轴承，现对其进行校核。
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=0.57>
e，由《机械设计基础》表16-11查得X=0.44，Y=1.4。
P=XFr+YFa（19）
P=
计算所需径向基本额定动载荷值，由公式：
（20）
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是使用寿命，为12000h
所以：
Cr=2910>
2900NC0r=1920N
故7207C的角接触球轴承轴承的Fa/C0r=288/1920=0.15与原估算接近，适用。
9键的选择和校核
9.1键的选择
均为一般联接，可选用普通平键中的圆头普通平键。
安装刀盘处键的选择：
此处轴的直径d1=25mm，查《机械设计课程设计手册》表4-1得键的截面尺寸为：
宽度b=8mm,高度h=7mm,取键长L=14mm.
与皮带轮联接的键的选择：
此处轴径为d2=25mm，同理选用键的宽度b=8mm,高度h=7mm,取键长L=18mm.
9.2键的校核
键、轴的材料都是钢，键采用静联接，冲击轻微。
查《机械设计基础》表14-1得许用挤压应力[σp]=120～150Mpa,取[σp]=135Mpa。
键1的工作长度l=L-b=14-7=7mm,键与刀盘的接触高度k=0.5h=3.5mm查机械设计手册由公式：
（21）
得出σp为116Mpa小于[σp]所以键1的强度合适。
键2的工作长度l=L-b=25-6=19mm，键与皮带轮的接触高度k=0.5h=3mm
（22）
得出σp为136Mpa小于[σp]所以键1的强度合适
T——传动的转矩N·
m
k——键与轮毂键槽的接触高度
l——键的工作长度mm
d——轴的直径
10刀片的设计
10.1刀片类型的选择
切削刀片有直刃刀片和圆刃刀片两种，现对直刃刀片和圆刃刀片在切削中的受力作用下分析，从而选择切削刀片。
本设计将针对常用型号的刀片进行受力分析从而选择出适合本型号离心式切片机的最优方案。
直刃刀片在切削中的受力数据如下表：
表4直刃刀片分析
Table4Theanalyzingofstraightbit
编号
项目
切削面积
切削阻力
平均切削阻力
切削长度
平均切削阻力
cm2
kg
kg/cm2
mm
kg/mm
1
顺行
2.4*1.3
2.2
0.705
24
0.092
逆行
1.4*0.6
5
5.952
14
0.375
2
1.6*0.8
0.694
16
0.125
1.786
15
0.133
3
0.7*1.3
2.198
13
0.667
1.0*0.5
1.5
10
0.15
1.9*1.2
1.316
9
0.158
0.7*0.6
3.5
8.333
7
0.5
1.9*0.8
0.987
19
0.79
0.9*0.8
4.167
0.333
6
1.2*0.7
1.681
12
0.167
1.2*0.6
2.778
平均
2.799
0.258
圆刃刀片在切削中的受力数据如下表：
表5圆刃刀片分析
Table5Theanalyzingofarcbit
项目切削面积切削阻力
cm2kg
平均切削阻力切削长度平均切削阻力
kg/cm2mmkg/mm
顺行2.4*0.51.5
逆行1.4*0.62.5
1.25240.063
2.98140.179
顺行1.5*0.72
逆行1.4*0.81.5
1.905160.133
1.339150.107
顺行1.7*0.31.50.629130.088
逆行1.0*0.512100.1
顺行1.8*0.72.51.98490.139
逆行0.7*0.628.47770.286
顺行1.8*0.210.455190.056
逆行0.9*0.822.77890.222
顺行1.9*0.120.887120.05
逆行1.2*0.61.52.083120.125
平均1.920.133
以上两表可以看出
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