小型土豆切片機的結構設計

小型土豆切片機的設計姓名學院專業(yè)班級指導教師：XX教授摘要：隨著科學技術的不斷發(fā)展，農(nóng)業(yè)機械技術也得到了大規(guī)模的應用。本文所設計的土豆切片機是一種體積比較小、結構比較簡單。適用于家庭、餐廳、小作坊的小型農(nóng)產(chǎn)品加工機械。土豆切片機設計的整個過程，其中主要包括總體方案的確定，各部件的設計與計算，總裝與部裝圖紙以及各零件的圖紙。完成了全部設計后，對切片機進行了評價，指出它的特點、優(yōu)勢之處，以及存在的一些不足，并提出了一些改進的措施。關鍵詞：小型切片機；設計；計算1前言在我國，薯類作物的種植范圍極為廣泛，覆蓋了二十多個省份和自治區(qū)，它們是我們國家的主要糧食作物之一，同時，馬鈴薯也是一種高品質的蔬菜作物。據(jù)估計，我國薯類作物的種植面積大約為1.4億畝，總產(chǎn)量在2至3千萬噸之間，我國是全球最大的薯類生產(chǎn)國[1]。在莖塊作物的加工過程中，通常需要將其切成片狀。因此，切片機的出現(xiàn)滿足了這一需求。目前市場上，切片機已經(jīng)相對常見，但這些機器主要適用于產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)，而缺乏適用于農(nóng)民作坊生產(chǎn)的切片機器；另外，這些機器對切片物體的尺寸有著嚴格要求，對于塊莖類蔬菜來說并不太適用。因此，根據(jù)市場需求，開發(fā)了一種適用于塊莖類蔬菜（如紅薯、土豆等）的切片機器，要求切片大小和厚度一致、均勻，且效率較高。這些要求已經(jīng)超出了手工操作的范圍。此外，一些富含營養(yǎng)的新鮮蔬菜（如土豆）不易保存，需要進行加工保存。因此，更迫切需要一種能切片的小型機器。這種機器能夠滿足切片大小和厚度一致、均勻的要求，效率較高，從而提高了勞動效率，改善了勞動質量，使人們從繁瑣的切片勞動中解放出來。這樣做既減輕了農(nóng)民在加工過程中的勞動強度，又增加了他們的收入，有利于農(nóng)業(yè)機械化在農(nóng)村的發(fā)展。2國內(nèi)外概況2.1國外切片概況現(xiàn)階段，國內(nèi)外的制造商已經(jīng)開始研制和生產(chǎn)這種設備。例如，美國的哈克遜公司制造了BIZERBASE12、FACF300半自動切片機，以及BIZERBASE12D自動切片機；意大利碧佳ES25、ES30斜刀式切片機；韓國地質公司的肉類切片機等[2]。此外，瑞士Meyer-BurgerAG公司的TS系列機，日本TokyoSemitsu株式會社的TSK（若干）系列機，日本OkamotoMachine株式會社的ASM系列機，以及美國STC公司的STC系列機等，都是該領域的典型代表。在我國，雖然切片機的研究開發(fā)已有30年的歷史，但近年來切片機的研制發(fā)展速度相當快。然而，與發(fā)達國家相比，我們還有一定的差距。目前，我國在切片機領域尚未取得突破性進展。2.2國內(nèi)切片概況在在我國，一些公司已經(jīng)開始生產(chǎn)這類設備。例如，馬鞍山華寶機械設備有限公司制造了落地式切片機，北京雅寶食品機械廠生產(chǎn)了QR-300型自動切片機，沈陽清寶食品機械有限公司生產(chǎn)了CWS-350A。此外，山東省諸城市大洋食品機械廠生產(chǎn)了400型和600型大洋牌土豆切片機，江陰鑫達藥化機械制造了中藥切片機等。這些機器的共同特點是生產(chǎn)效率高，速度快，適合大規(guī)模應用[3]。然而，這些機器的價格相對較高，對于農(nóng)民作坊生產(chǎn)來說可能不太適合。。3土豆切片機總體方案的確定3.1結構特點與工作原理3.1.1結構特點根依據(jù)本設計的需求和適用范圍來選擇切片機的類型：在本設計中，我選擇了臥式切片機，因為臥式切片機在裝料和卸料方面較為便捷，結構相對簡單，操作和維護容易。同時，臥式切片機在運行時產(chǎn)生的震動較小，有利于機械的正常運行，非常適合在作坊中使用。臥式切片機主要由電機、旋轉刀盤、皮帶傳動裝置以及輸入輸出物料裝置等部分組成。本設計具有以下優(yōu)勢：(1)、降低了人們的勞動強度，提高了工作效率。(2)、切片厚度的一致性較高，損耗較小。(3)、切削范圍廣泛，可以對土豆、紅薯、洋蔥等進行切削。(4)、結構簡單且緊湊。3.1.2工作原理及工作條件臥式切片機以電動機為驅動力，皮帶輪傳動減速器使輸出軸轉動，軸的終端連接一個旋轉刀盤。隨著刀盤的旋轉，刀盤上的刀片將馬鈴薯切成片[4]。切片厚度由刀片與刀盤間的墊片厚度控制。另外，切片與切絲之間的轉換可以通過更換切片來實現(xiàn)。1-刀盤2-傳動軸3-皮帶以及皮帶輪4-電動機圖1土豆切片機原理圖3.2機構的組成部分及特點3.2.1電動機由于臥式切片機的生產(chǎn)效率為500kg/h,所以選擇的電動機為YB132S1-2,其額定功率為5.22KW，同步轉速n=2000/min(選定計算過程見后面).3.2.2皮帶傳動裝置切片機選擇V帶輪作為傳動裝置，傳動比為4。3.2.3軸軸的材料為45號鋼，軸的固定選用深溝球軸承：采用軸肩定位4傳動設計計算、零部件的強度、剛度計算4.1動力計算4.1.1主要參數(shù)刀盤直徑:根據(jù)紅薯的外型尺寸，切片時所需的速度、生產(chǎn)率等條件，確定刀盤直徑為300mm切削力:由資料查得到刀片單位長度承受的切削力至少為0.3kg/mm.下面是直刃刀片和圓弧刃刀片在切削中受力的對比，從而選擇刀片[5]。直刃刀片和圓弧刃刀片在切削中受力數(shù)據(jù)資料如下:對直刃刀片而言直刃刀片在切削中的受力數(shù)據(jù)如下表：表1直刃刀片分析Table1Theanalyzingofstraightbit編號項目切削面積切削阻力平均切削阻力切削長度平均切削阻力cm2kgkg/cm2mmkg/mm1順行2.4×05240.092逆行1.4×0.655.952140.3752順行1.6×0.820.694160.125逆行1.4×0.621.786150.1333順行0.7×1.322.198130.667逆行1.0×0.51.53100.154順行1.9×1.231.31690.158逆行0.7×3370.55順行1.9×87190.79逆行0.9×0.834.16790.3336順行1.2×0.721.681120.167逆行1.2×0.622.778120.167平均2.7990.258圓刃刀片在切削中的受力數(shù)據(jù)如下表：表2圓刃刀片分析Table2Theanalyzingofarcbit編號項目切削面積切削阻力cm2kg平均切削阻力切削長度平均切削阻力kg/cm2mmkg/mm1順行2.4×0.51.5逆行1.4×0.62.52順行1.5×0.72逆行1.4×0.81.51.905160.1331.339150.1073順行1.7×0.31.50.629130.088逆行1.0×0.512100.14順行1.8×0.72.51.98490.139逆行0.7×0.628.47770.2865順行1.8×0.210.455190.056逆行0.9×0.822.77890.2226順行1.9×0.120.887120.05逆行1.2×0.61.52.083120.125平均1.920.133以上兩表可以看出圓刃刀片要比直刃刀片省力50%左右，所以本設計采用圓刃刀片，材料選用45#。4.12土豆在料斗、刀片間被切削的受力分析土豆在切削時的受力情況示意圖1-刀盤2-土豆3-料斗壁圖2土豆受力分析圖Fig.2Beanstressanalysis紅薯在切削時，刀片給紅薯一切削力P，同時入料斗也給紅薯一反力N,N分解為水平分力R1.和垂直分力N1，形成一對力矩M1=R1L2,M2=N1L1，要使紅薯不跳動,不轉動，保持平衡則需PL2=MI+M2。方向相反。4.13輸出軸的轉速計算由小時生產(chǎn)效率500kg/h來確定轉速nQ=60×nZ×V×P×K1×K2(1)Z=1V=S×LQ=500kg/hK1=0.7K2=0.2取L=0.5，P=1.033×10×0.001來確定n，則Z是料斗中出現(xiàn)的刀片數(shù)量；L是切片厚度；Q是該設備的生產(chǎn)率；sK1是刀片利用率；K2是刀盤的不旋空概率；因此我們將轉速定為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，則刀片在切削長度內(nèi)承受的阻力矩積分得：圖3扭矩圖Fig.3TorqueP(2)=0.3×0.5X2|=2756.3Kg·㎜(3)4.1.5傳動、摩擦等的功率損失由機械設計上表可得[6]可知總功率=0.96×0.97×0.97×0.96=0.9033(4)=2.808÷0.9033=3.13Kw因為經(jīng)電動機的傳輸功率,其利用率通常在60%—70%之間，故選用電動機的額定功率0.6—0.7P額，由此得到的額定功率是5.22Kw，我們選擇電動機的功率為5.22Kw。4.1.6選擇電機根據(jù)計算機算出來的額定功率，刀盤轉速以及該機使用的減速機構的傳動比，選擇額定功率為5.22Kw。轉速在自身減速后為2000rpm、工作電壓為380V的電動機。4.1.7切片可靠性的計算為了使在切片過程中，物料的進給都可靠，顯然要保證物料下落到擋板的時間t1要小于刀片間隙的時間t2[7]。現(xiàn)分析如下：假設物料道與物料的摩擦系數(shù)為0.4,送料道的傾斜角為45°則對物料進行受力分析：F=mgsina-Nμ；(5)N=mgcosa所以F=mgsina-mgcosaμ(6)又F=ma所以a=101.6N計算作用在軸上的壓力QQ=2zFf0sin(α／2)(7)=2×5×101.6×sin（132.7/2）=930.67（包角：127°計算見后）4.1.8求計算功率PC因為＝5.22kW則由機械設計手冊表13-15可知選KA=1.2則由公式：PC=KAP（8）則得出PC=5.22×1.2=6.27kw4.2選V帶的型號可用普通V帶或窄V帶，現(xiàn)選普通V帶。根據(jù)PC=6.27kw,nd＝2000r/min，由機械設計手冊查出為V帶為SPZ型帶。4.3求大小帶輪d2、d1基準直徑由機械設計手冊中表13-9可知d1=50～71mm，現(xiàn)在取小輪d1=63mm由公式：d2=n1d1(1-ε)/n2（9）可得出d2=n1d1(1-ε)/n2=3.53×71×0.98=252mm。其中ε在機械設計手冊查出為0.02由機械設計手冊表13-9取d2=2526雖然n2略有增大，但其誤差小于5%，在允許的范圍內(nèi)，所以d2=250可以。4.4驗算帶速V 由公式V=（10）則可以算出V帶的速度V==π63×2000/(60×1000)=8.12m/sV帶的帶速度5～25m/s的范圍內(nèi)，合適。4.5計算V帶的基準長度Ld和中心距a查機械設計手冊由其中計算V帶公式[8]：a0=1.5(d1+d2)（11）初步計算選取V帶的中心距a0則可以得出a0=1.5(d1+d2)=1.5×(63+250)=248，現(xiàn)在取a0=248,由公式0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)（12）可以得出中心距在其范圍內(nèi)，所以取a0=250可以。查機械設計手冊由式：L=2a0++（13）可以得出帶長為L=2×250++=1026.3mm由機械設計基礎查表13-2選用V帶的型號，對Z型帶選用Ld=1000mm。再由其公式：a≈a0+（14）可以確定V帶的中心距a=250—（1000-1026.6）/2=237mm4.6驗算小帶輪包角α1查機械設計基礎由公式α1=180°-×60°（15）可以得出α1=180°-×603°=132.7°>120°所以得出包角合適。4.7求V帶的根數(shù)查機械設計基礎由公式：Z=（16）已知n1=2000r/min，d1=63查表可以得出P0=1.45KW由傳動比i=4查表13-5得?P0=0.45KW由α1=132.7°查表13-7得Kα=0.87,查表13-2得KL=0.90,由此可得Z=≈1.81所以V帶取2根4.8求作用在帶輪軸上的壓力FQ查機械設計手冊表13-1得出V帶每米長的質量q=0.07kg/m由公式：F0=（17）其中Pc為功率，Z為v帶的根數(shù)，V為v帶的帶速，Kа為包角修正系數(shù)可以查表得出其值為0.95可以得出F0=≈82.4N現(xiàn)在計算作用在帶輪上的壓力FQ,由公式：FQ=（18）可以得出FQ=402.5N4.9V帶輪的設計4.9.1V帶輪材料的選擇設計V帶輪時應滿足的要求是：質量小，結構工藝好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡，輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為3.2以減少帶摩擦，各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較均勻。[9]帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用的材料牌號為HT150或HT200，轉速較高時采用鑄鋼，小功率采用鑄鋁或塑料。考慮本設計的功率情況和轉速，本設計采用鑄鐵，材料牌號為HT200。4.9.2帶輪結構形式的設計鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式：實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。[10]V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為dd≤d（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時可采用實心式；當dd≤300mm時，可采用腹板式；當dd≤300mm時，同時D1-d1≥100mm時，可采用孔板式；當dd＞300時可采用輪輻式由5.3中的計算已知d1，d2：主動輪基準直徑d1=63mm安裝軸帶輪軸的直徑d=25mm∵dd≤d∴小帶輪選用實心式從動輪基準直徑d2=232mm∵dd≤300mm∴大帶輪選用腹板式4.9.3帶輪尺寸的設計V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應，此設計選的是SPZ帶，根據(jù)書上表格可直接得出基準寬度b0=10mm基準下槽深度hfmin=10mm槽間距e=14±0.3mm最小輪緣厚δmin=5.5mm帶輪寬度B=28帶輪的總長L=（1.5~2.5）d=40圖4主動輪大V輪d=200mm小于350，所以采用腹板式。由其軸徑為35mm.基準寬度b0=10mm基準下槽深度hfmin=10mm槽間距e=14±0.3mm最小輪緣厚δmin=5.5mm帶輪寬度B=26帶輪的總長L=（1.5~2.5）d=45圖5從動輪輪槽工作表面的粗糙度為1.6或3.2，由于這兩個帶輪在切片機運行過程中起著非常重要的傳動作用，所以兩個帶輪輪槽工作表面的粗糙度均取1.6。[11]4.10軸的選擇選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)軸上零件的安裝、定位及軸的制造工藝，確定軸的結構如圖五：圖6軸4.10.1計算軸的最小直徑軸的強度計算，由公式計算軸的最小直徑，由公式：dmin=（19）得出dmin=≈28mm計算軸的輸出力矩T，由公式：T=9550×（20）可以得出T=9550×≈36N.m軸的輸出直徑顯然不大，且與輪盤和從動輪的尺寸比列不協(xié)調，考慮到與鍵槽和電動機的輸出直徑為35mm。已經(jīng)遠大于dmin,所以取最小軸徑dmin取35mm。4.10.2軸的結構尺寸確定軸的兩端分別與刀盤的從動輪相連接，所以取d1-2=2d7-8=35mm。帶輪及刀盤采用軸肩定位，且定位高度h>0.07dd2-3=d6-7=42mm?？紤]此處軸徑，出軸承產(chǎn)品目錄中初步選定6209深溝球軸承軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19,所以d3-4=d5-6=45mm。查手冊6209深溝球軸承軸承的軸肩高為4mm，所以d4-5=53mm由刀盤的尺寸和從動輪的尺寸確定l1-2=25mm,l7-8=35mm。由軸承的尺寸，可以確定l3-4=l5-6=50mm。有軸承端蓋的結構和傳動軸，確定軸承端蓋的總寬度為20，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，去l2-3=30,l6-7=50mm。根據(jù)軸的總體尺寸，取l4-5=130mm。4.10.3軸的校核求軸上的載荷，首先根據(jù)軸的結構，作出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算圖，做出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖7軸的載荷分析圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出靠近大帶輪軸承上的截面為危險截面。現(xiàn)將計算的危險截面處的M、MH、MV。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)《機械設計》表14-2,已經(jīng)算出軸的最小直徑為35mm，扭矩為36N.m所以，可以計算出作用在軸上的力圓周力Ft：Ft=（21）Ft==200N作用在刀片上的力徑向力Fr：（22）可以得出Fr=166.2N根據(jù)上面的數(shù)據(jù)和軸的機構以及彎矩和扭矩圖中可以看出，受載荷最大的面是靠近大帶輪的軸承端面，因此求得此截面的彎矩扭矩如下表：表3截面的彎矩扭矩載荷平行于軸垂直于軸支反力F1125NN彎矩MMH=34245N/mm總彎矩=63999N/mm=35413N/mm扭矩TT2=131759.8N.mm4.10.4按彎扭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C）的強度。根據(jù)《機械設計》式（15-5），以及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，計算軸的應力,由公式：（23）得出軸的應力：=37.6Mpa前面已經(jīng)選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由《機械設計》表15-1可查得[σ-1]=60Mpa，所以計算出軸安全。故該軸在此截面的右側的強度也是足夠的。本機無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此,軸的校驗結束,軸的校驗合格。[12]4.11軸承的選擇和校核4.11.1軸承的選擇由于軸承主要承受的只有機體中的軸，刀盤，從動輪的徑向力。故選用6209深溝球軸承軸承的主要參數(shù)：n=396r/min，預計壽命為8年，工作小時數(shù)Lh預計為24000小時。4.11.2軸承的校核深溝球軸承一般是由內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架組成。內(nèi)圈裝在軸上，外圈裝在機座和軸承座上。滾動體與內(nèi)外圈的材料應具有高的硬度和接觸疲勞強度、良好的耐磨性和沖擊性。一般用含鉻合金鋼制造。[13]工作表面要磨削和拋光。與滑動軸承相比，角接觸球軸承具有摩擦阻力小、起動靈敏、效率高、能夠同時承受徑向和軸向的作用力等優(yōu)點。所以選擇深溝球軸承。[14]因該軸承受和的作用，必須求出當量動載荷P。計算時用到的徑向系數(shù)X、軸向系數(shù)Y要根據(jù)Fa/C0r值查取，而C0r是軸承的徑向額定靜載荷，在軸承型號未選出前暫時不知道，故用試算法。根據(jù)《機械設計基礎》表16-11，暫取Fa/C0r=0.17，則e=0.5。因Fr=288N，F(xiàn)a=166.2N，則Fa/Fr=0.57>e，由《機械設計基礎》表16-11查得X=0.44，Y=1.4。由公式P=XFr+YFa（24）P=計算所需徑向基本額定動載荷值，由公式：（25）fp=1.2（查《機械設計基礎》表16-9得）；ft=1（查《機械設計基礎》表16-8得，因工作溫度不高）；Lh是使用壽命，為24000h所以：Cr=2910>2900NC0r故6209深溝球軸承軸承軸承的Fa/C0r=288/1920=0.15與原估算接近，適用。4.12鍵的選擇和校核4.12.1鍵的選擇均為一般聯(lián)接，可選用普通平鍵中的圓頭普通平鍵。安裝刀盤處鍵的選擇：此處軸的直徑d1=35mm，查《機械設計課程設計手冊》表4-1得鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm,高度h=7mm,取鍵長L=14mm.與皮帶輪聯(lián)接的鍵的選擇：此處軸徑為d2=25mm，同理選用鍵的寬度b=8mm,高度h=7mm,取鍵長L=18mm.4.12.2鍵的校核鍵、軸的材料都是鋼，鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微。查《機械設計基礎》表14-1得許用擠壓應力[σp]=120～150Mpa,取[σp]=135Mpa。鍵1的工作長度l=L-b=14-7=7mm,鍵與刀盤的接觸高度k=0.5h=3.5mm查機械設計手冊由公式：=（26）得出σp為116Mpa小于[σp]所以鍵1的強度合適。鍵2的工作長度l=L-b=25-6=19mm，鍵與皮帶輪的接觸高度k=0.5h=3mm=（27）得出σp為136Mpa小于[σp]所以鍵1的強度合適T——傳動的轉矩N·mk——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度l——鍵的工作長度mmd——軸的直徑5結構設計5.1刀盤總成的結構設計刀盤總成是完成切削過程并且保證切削質量的最重要部件；刀盤總成有刀盤、刀片、和調整墊片以及螺釘組成，通過調整墊片即可調整切片厚度。調整墊片有多塊，厚度均為1mm，不用調整墊片時，可以切5mm厚的片，用一塊墊片則可切6mm。根據(jù)要求，切削厚度為5mm，且刀片需要通過調節(jié)以保證切削厚度，所以刀片厚度應稍大于切削厚度以嵌入刀座并可進行調節(jié)，刀片厚度取5mm?？紤]到本設