离心式切片机设计毕业设计.docx

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离心式切片机设计毕业设计

摘要

随着人们的生活水平越来越高，对一些茎块作物的食用要求也越来越高。

例如在食用土豆或一些薯类的时候要将其切成丝或片，因而离心式切片机应运而生。

本文设计的切片机主要针对中小型场合，例如加工作坊、食堂、家庭等。

本设计针对一些茎块的形状而设计的。

本文分别对带、轴、刀片、刀盘等进行设计计算，对轴承、键等元件进行了选择。

本设计的切片机有较高的效率，能分别对土豆、红薯、洋葱等进行工作。

关键词：

切片；离心式；切片机；刀片

摘要

5.8求作用在带轮轴上的压力FQ7

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。

随着现在的快餐业迅速崛起，对茎块的食物的需求越来越多。

像土豆薯条、薯片等休闲食品的消费急剧增长。

这给茎块食物的加工带来了勃勃生机与活力。

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。

按刀片安装形式的不同切片机可以分为盘刀式、滚刀式和离心式三种。

本设计主要针对加工效率较高、应用较为普遍的离心式切片机进行设计。

2国内外现状

2.1国外发展情况

国外的切片机技术始于六十年代，到七十年代已经发展成熟，八十年代中期，大部分切片机都可以加工125mm（5英寸）以上大直径单晶，象瑞士的迈尔-布格耶斯公司的卧式内圆切片机，切割棒料直径最大可以达到304.8mm（12英寸）。

八十年代中期后的一、两年，切片技术发展到了鼎盛时期，相当多的多功能全自动切片机相继商品化。

从而诞生了世界上续道著名的切片机厂家，如瑞士Meyer-BurgerAG公司的TS系列机，日本TokyoSemitsu株式会社的TSK（若干）系列机，日本OkamotoMachine株式会社的ASM系列机，美国STC公司的STC系列机等。

就切片机的结构而言，主轴以空气轴承活滚动轴承为支撑方式的卧式和立式两种。

发展到现在，就切片机的功能而言，已经相当齐全，而且复合化，切片的方式也多种多样。

2.2国内切片机技术的发展概况

我国的切片机技术始于七十年代初期，我国的切片机广泛应用于蔬菜、中药、冻肉等领域，其中土豆的应用尤为显著。

目前我国切片机的主要方式有以下几种：

（1）直线往复式切片机。

直线往复式切片机的结构简单，但效益低。

因此它应用于工作要求不高、效益低的场合。

（2）圆盘旋转式切片。

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（4-1）

Q=60×80×250×n/1000×70×3×4

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

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（5-1）

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（5-2）

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=

（5-3）

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）（5-4）

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）

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+

+

（5-6）

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+

（5-7）

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°（5-8）

可以得出α1=180°-

×57.3°=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=

（5-9）

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

Z=

≈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=

（5-10）

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=

（5-11）

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

大V轮d=236mm小于350，所以采用腹板式。

由其轴径为25mm.

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=4.5mm

带轮宽度B=37

带轮的总长L=（1.5~2.5）d=50

图4：

从动轮

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

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=

（7-1）

得出dmin=

≈17mm

计算轴的输出力矩T，由公式：

T=9550*

（7-2）

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

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=

（7-3）

Ft=

=288N

作用在刀片上的力径向力Fr：

（7-4）

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：

（7-5）

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。

由公式

P=XFr+YFa（8-1）

P=

计算所需径向基本额定动载荷值，由公式：

（8-2）

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：

=

（9-1）

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

=

（9-2）

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

顺行

1.6*0.8

2

0.694

16

0.125

逆行

1.4*0.6

2

1.786

15

0.133

3

顺行

0.7*1.3

2

2.198

13

0.667

逆行

1.0*0.5

1.5

3

10

0.15

4

顺行

1.9*1.2

3

1.316

9

0.158

逆行

0.7*0.6

3.5

8.333

7

0.5

5

顺行

1.9*0.8

1.5

0.987

19

0.79

逆行

0.9*0.8

3

4.167

9

0.333

6

顺行

1.2*0.7

2

1.681

12

0.167

逆行

1.2*0.6

2

2.778

12

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5圆刃刀片分析

Table5Theanalyzingofarcbit

编号

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

1

顺行2.4*0.51.5

逆行1.4*0.62.5

1.25240.063

2.98140.179

2

顺行1.5*0.72

逆行1.4*0.81.5

1.905160.133

1.339150.107

3

顺行1.7*0.31.50.629130.088

逆行1.0*0.512100.1

4

顺行1.8*0.72.51.98490.139

逆行0.7*0.628.47770.286

5

顺行1.8*0.210.455190.056

逆行0.9*0.822.77890.222

6

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#。

10.2刀片形位及尺寸的设计

因为根据设计要求，刀片是在机壳内壁上固定，通过叶轮的旋转使物料相对刀片运动从而达到切削的目的。

所以刀片应适当弯曲，刀片弯曲半径r0应接近机壳内壁的半径。

r0=（0.4~0.55）D（D为机壳内壁上刀座的直径）

∵D=282mm

因为考虑到刀片将会需要调节以保证切削厚度，所以r0可稍大于刀座直径

∴取r0=142mm

根据要求，切削厚度为3mm，且刀片需要通过调节以保证切削厚度，所以刀片厚度应稍大于切削厚度以嵌入刀座并可进行调节，刀片厚度取4mm。

考虑到本设计的离心式切片机的切削物料以土豆等作物为主，刀片的长、宽应接近作物的尺寸了。

考虑到平带是圆周运动，因此我设计在每隔一定的距离安装一把刀片，有效的利用圆周运动，大大的提高工作效率。

在整个刀座上装有4把刀片，即在平带运动一周的时间内，刀片切削4次。

刀片的尺寸为长取65mm，宽取50mm。

，用铆钉将刀片铆上去。

铆钉的大小选取：

采用沉头的型式，

。

同时，为防止刀片的强度由于有沟槽而降低，在刀座装有刀片的地方也铆上薄铁皮，能有效的减少因开有沟槽而造成的强度降低。

11入料斗的设计及叶轮的设计

入料斗是保证进料顺利，同时起定力刃的作用，根据本机构的整体特点，入料斗设计成倾斜的矩形状，这样物料可以出重力自动下滑，入料斗和叶轮之间的距离不能太大或太小，必须保证切片的厚度，所以设计入料斗与刀盘之间的距离为100m左右。

现考虑如何让茎块进入料斗后能顺利下滑，来完成切割工序，首先查表得到物料与物料之间的摩擦系数为0.4，在分析茎块在料斗中的受力情况。

要让茎块能顺利下滑，必须要求向Fn向x轴的投影在x轴的正方向上，那样茎块才能顺利下滑，那么就必须要求ɑ>δ，斜坡角度的确定过程如下：

FR=FN+F1（11-1）

要想让茎块能顺利下滑的话，那么必须Gsin（ɑ-δ）>0，也就是说ɑ>δ时茎块就能顺利下滑，f=tgδ=0.4，得到δ=21.8°，而ɑ>δ，