小型多功能切菜機設計【三維SW】【13張CAD圖紙+PDF圖】

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緒論1.1課題背景20世紀以來，我國食品工業(yè)較改革開放初期有了很大的發(fā)展，人民生活有了很大的改善，日益對食品加工和食品包裝提出了更高的要求。發(fā)展食品工業(yè)的基礎便是食品機械。不斷地研制各種類型的食品機械來促進食品工業(yè)的發(fā)展，以滿足不斷提高的人民物質(zhì)和文化生活的需要，使人們從繁重的家務勞動中解放出來，而以更充裕的時間投入到工作中去。因此研制先進的食品機械，使食品加工迅速地實現(xiàn)機械化和自動化是社會發(fā)展必然趨勢。隨著經(jīng)濟的發(fā)展,人們物質(zhì)生活水平的不斷提高,人們的飲食習慣逐步向方便,快捷,營養(yǎng)化發(fā)展，在蔬菜的加工方面出現(xiàn)了凈菜半成品菜，受到廣大人民群眾的歡迎。隨之而來，半成品菜的加工成為難題。雖然中國勞動力低廉，但手工切出的制品不衛(wèi)生，規(guī)格尺寸不均，破損量大，成本相對較高。食品加工機械的動力部分是電動機。它們可以代替人們的手工勞動或作為其補充。它們均服務于各種菜肴食料的準備與制作，或者服務于與此相同的其他輔助性工作。食品加工機械有一個動力部分，一個與其固定在一起或者根據(jù)操作的需要可以拆卸的工作部分與若有此必要的附配件所組成。食品加工機械的種類有很多,可分為:攪拌及揉合設備,攪合機具,切削器具,切片器具,榨汁機,咖啡機,攪肉機,制糜機,開罐頭機等等。 多功能、高生產(chǎn)率的食品切菜機，它代表了食品機械發(fā)展進入一個新的歷史時期。因為它可以廣泛地應用到食品加工廠、菜市場、果品廠、醬菜廠、廠礦、機關、學校、旅店食堂等等。目前，國內(nèi)生產(chǎn)切菜機的廠家不多，現(xiàn)在我國的食品機械行業(yè)的主要機器型號有JY-Q550型多功能切菜機,PQT-580型多功能切菜機（整機（無級）：1200700300MM,外形尺寸：送料槽：長寬=1000140MM）；CHD40型推桿式切菜機QD-DLC2智能型蔬菜切割機；QCJ-型多功能切菜機TW-801A多功能切菜機,機器尺寸：1160（L）530（W）1000（H）(mm)機器重量：135KG切割尺寸1-60mm(葉菜部)產(chǎn)量：300-100kg/HR電源：220V單相馬力：3/4HP皮帶寬：120mm；DQ180A、DQ180B多功能切菜機；CHD40型料斗式多功能切菜機；作為EMURA的主力產(chǎn)品,其最新推出的多功能切菜機ECD-202型,CHQC-100DI型多功能切菜機規(guī)格470410620mm符合Q/WHS02-2001技術條件要求；JW-301型切菜機，技術參數(shù)：電壓/頻率：230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 線長:1.8m 尺寸：120342210(mm) 大箱尺寸:445420490(mm)等，模擬手工切菜機為多。這些廠家生產(chǎn)的切菜機的主要不足是功能少和生產(chǎn)率低，因此設計多功能的高效率的多用切菜機是十分必要的。本文介紹了一種可以切蔬菜，肉類等多種食品的多功能切菜機，而且生產(chǎn)率很高，尤其適合大型的飲食行業(yè)的使用。1.2目的和意義中國多用切菜機產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。 就目前形式來看，我國的食品機械發(fā)展前景十分廣闊，究其主要原因是我國人民消費的食品大多是來自農(nóng)業(yè)的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工機械使食品資源不能直接加工、貯藏、保鮮而造成的損失高達幾十億元，未能深加工綜合利用而造成的資源浪費損失更高，因此我國食品機械具有廣闊的市場前景。我國食品機械制造業(yè)的產(chǎn)品，能跟上國際先進水平的不少，但真正具有自主知識產(chǎn)權、具有技術創(chuàng)新的產(chǎn)品卻是甚少。這里所說的“跟字，是“跟進甚至是仿制，而創(chuàng)新極少。所以，我國食品機械制造企業(yè)要從創(chuàng)新的角度，從自主知識產(chǎn)權的高度來開發(fā)新產(chǎn)品，開發(fā)出具有國際一流水平的先進設備，這樣，才能真正實現(xiàn)國產(chǎn)食品機械制造業(yè)的提檔升級。1.3本文主要內(nèi)容本設計主要是將日本生產(chǎn)的ES-2型切菜機進行消化、吸收，并使之國產(chǎn)化；然后，本文對多功能切菜機的主要機械部分的設計計算進行說明，例如無級變速器傳動、斜齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動，軸的設計計算及軸承選用和計算及壽命校核等。另外，本文還提供一些重要零件的結構圖和一些原理圖，使讀者更易理解本設計的工作原理。 1.4預期結果通過設計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具不僅對物料有切的作用而且還同時具有割的作用，因此，是具有模擬人手切片的作用。此外，尚設計出不同機構圓盤刀具，可以一次切出所需的不同形狀的物料（條、絲、丁等）。并可以通過單刀雙刀的轉(zhuǎn)換改變加工尺寸范圍，通過改變不同形狀的刀具，可以切削軟硬程度不同的物料。使用方便、快捷。第2章 方案設計論證2.1 切菜機的原理和應用分析2.1.1切片運動形式的選擇食品機械的特點之一就是工作的執(zhí)行機構模擬人手的動作實現(xiàn)其功能，以保證制出的食品具有良好的形狀，保持原來的食品味道和顏色及質(zhì)量。性能良好的多功能切菜機的切片運動形式當然也應該是模擬人手動作的。目前，國內(nèi)外的切菜機的切片運動形式主要有兩種：（1）刀具回轉(zhuǎn)和物料直線進給式；（2）刀具作直線往復運動和物料作直線進給式。1.切片功能比較對于刀具回轉(zhuǎn)的刀片：通過設計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具不僅對物料具有切的作用而且同時還具有割的作用，因此，是具有模擬人手工切片的動作。從而使刀具對物料的擠壓力小，對物料損傷小，可以保持其水分，且切片形狀規(guī)則，因而切片質(zhì)量好。此外，尚可以設計不同機構的圓盤刀具，可以一次切出所需的不同形狀的物料（條、絲、塊、丁等）。對于刀具作直線往復運動，其刀片刃口為一直線，刀具簡單。但刀具對物料擠壓力大，對物料損傷大，水分損失多，切片質(zhì)量差。2.實現(xiàn)刀具運動的機構比較實現(xiàn)刀具回轉(zhuǎn)運動的機構比較簡單，傳動平穩(wěn)，傳動元件不易磨損，機器壽命長。實現(xiàn)刀具直線往復運動必須采用曲柄連桿滑塊機構或凸輪。相對而言機構較復雜、有沖擊、振動大、傳動元件易磨損，機器壽命低。3.生產(chǎn)率比較刀具回轉(zhuǎn)和物料直線進給式，由于無沖擊、振動小，可以高速切片，因而生產(chǎn)率高。刀具直線往復運動和物料直線進給式，由于運動中有沖擊、振動大，切片速度提高受到限制，所以生產(chǎn)率低。由于上面分析比較可以得出如下結論：刀具作回轉(zhuǎn)運動切片時，切片質(zhì)量好，生產(chǎn)率高，切形多樣化（可通過不同種類的圓盤刀具來實現(xiàn)）代表了切菜機的發(fā)展方向，所以本設計仍然采用刀具回轉(zhuǎn)的切片運動形式。2.1.2 切菜機技術條件多功能切菜機屬于食品機械，其設計應符合中華人民共和國商業(yè)部部標準切菜機技術條件。其中1.設計、制造技術要求 (1)切菜機應把傳動部件與切制菜料的工作部分嚴格隔開。 (2)應有安全裝置和措施。 (3)手動進料應有限位措施，并與機動進料間應有互鎖裝置。 (4)旋轉(zhuǎn)刀具及旋轉(zhuǎn)撥盤與設有鉸鏈構件的防護罩間必須有互鎖裝置。2.性能要求： (1)成型菜料應形狀規(guī)整，均勻，穩(wěn)定。 (2)切制成型菜料應表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明顯的撕裂纖維痕跡。(3)在進料，切割，出料的過程中，菜料應順利通暢，不得有諸塞現(xiàn)象。 (4)整機應運動平穩(wěn)，不允許有異常音響，發(fā)熱，沖擊，卡死，漏油等現(xiàn)象。2.2 多功能切菜機方案確定2.2.1傳動方案設計經(jīng)過分析研究，把分離傳動機構改進為整體傳動的機構形式（把變速變換齒輪也布置在傳動箱內(nèi)），使其機器的寬度方向尺寸減少到700mm，且刀具中心基本上位于寬度尺寸的中心，增加了機器的美觀。2.2.2 傳動方案選擇本機擬采用同步帶傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動等傳動方式。其特點如下：1.帶傳動是撓性傳動的一種。帶傳動的主要特點：傳動帶具有彈性和撓性，可吸收振動和緩和沖擊，使傳動平穩(wěn)、噪音??；當過載時，傳動帶與帶輪間可發(fā)生相對滑動而不損傷其它零件，起保護作用；適合于主、從動軸間中心距較大的傳動；結構簡單，制造、安裝和維護都較方便；由于有彈性滑動存在，故不能保證準確的傳動比；結構尺寸較大，效率較低，壽命較短；由于需要施加張緊力，所以會產(chǎn)生較大的壓軸力，使軸和軸承受力較大。同步帶傳動是通過帶齒與輪齒的嚙合傳遞運動和動力。與摩擦型帶輪相比，同步帶傳動兼有帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動的一些特點。具有傳動比準確、效率高、傳動平穩(wěn)、噪音低、使用壽命長、中心距允許范圍大、軸上壓力小、能承受一定沖擊、不需潤滑、較其它帶傳動結構緊湊等優(yōu)點。應用較廣的同步帶齒形有梯形齒和圓弧齒兩大類。2.齒輪傳動是機械傳動中應用最廣泛的一種形式。瞬時傳動比恒定、傳動效率可高達9899、工作可靠、使用壽命長、結構緊湊、適用范圍大，可從小于1kW到數(shù)萬kW，但不宜用于軸間距過大的傳動。3.鏈傳動由裝在平行軸上的主、從動鏈輪和繞在鏈輪上的鏈所組成，用鏈作中間撓性件，通過鏈和鏈輪的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動應用廣泛，按用途分可分為傳動鏈、輸送鏈和曳引鏈三種。鏈傳動是嚙合傳動，鏈輪輪齒有特定的齒形（是非共軛齒廓），可以保證鏈節(jié)和鏈輪正常的嚙合，即可保證平均傳動比為定值，又可象帶傳動那樣有中間元件（鏈）實現(xiàn)中心距較大的傳動，壓軸力還不大；而且它工作時為多齒同時嚙合，載荷漸依次分布于這些齒上，所以可傳遞較大的功率，最大可達數(shù)千kW；它傳動效率較高，一般可達9697，經(jīng)濟可靠。它的主要缺點是瞬時鏈速度和瞬時傳動比不是常數(shù)，傳動中有一定的動載荷和沖擊，噪聲較大，不能用于高速。因此，鏈傳動常用于兩軸中心距較大、要求平均傳動比不變但對瞬時傳動比要求不嚴格的兩軸或多軸傳動，它還能在低速、重載、工作環(huán)境惡劣和較高溫度的情況下較好地工作，目前常用于在100kW以內(nèi)、鏈速在1215m/s以內(nèi)、傳動比在8以內(nèi)的農(nóng)業(yè)機械、輕化工機械、起重運輸機械、各種車輛各采礦機械的傳動中。4.蝸桿傳動的單級傳動比大，結構緊湊。傳動比范圍在880之間。傳動平穩(wěn)，無噪音。可以實現(xiàn)自鎖，但傳動效率較低，蝸輪制造成本較高。綜上所述，本設計刀具的傳動要求平穩(wěn)，采用斜齒輪傳動。輸送帶的傳動因速度較低，經(jīng)同步帶無級變速后，由蝸輪蝸桿，齒輪傳動，鏈輪傳動達到要求的速度。本設計的多功能切菜機的傳動原理圖如圖2.1。（見下頁）圖2.1 傳動原理圖 2.2.3 總體布局本機主要分為：電機箱部件，傳動箱部件，料槽部件，輸送帶部件，出料口部件，刀盤部件?，F(xiàn)將本切菜機的主要部件說明如下：1.傳動箱部件 傳動箱部件主要起傳動動力和減速作用。它分為二條傳動路線。 其一是從電機通過無級變速機構經(jīng)過斜齒輪副把回轉(zhuǎn)運動傳給刀具。 其二是從電機通過無級變速機構、蝸輪副、交換齒輪副、把運動傳給輸送帶部件，使其作直線進給運動。（1）無級變速器采用無級變速器可大大地簡化機器的機構。由于需要同時改變刀具和傳送帶的速度。所以必須采用雙無級變速機構。本機采用了帶式無級變速器，是因為其機構簡單，工作平穩(wěn)，能吸受振動，具有過載保護作用，制造容易和不需要專門的潤滑系統(tǒng)，特別適合小功率的傳動系統(tǒng)中。單帶雙輪機構在工作時，雙輪和電機皮帶輪三個輪不在一個平面內(nèi)，因而皮帶工作表面磨損不均，皮帶彎曲頻率大，壽命低。但最大優(yōu)點是機構簡單，制造容易，調(diào)整方便。綜合考慮，本機功率小，故采用單帶雙輪無級變速機構。 （2）箱體機構箱體機構形式的選擇與機器的傳動原理設計有關。經(jīng)分析采用分離傳動的分箱結構，即刀具主軸傳動系統(tǒng)和輸送帶傳動系統(tǒng)分別安置在二個傳動箱體中，和分析整體箱體結構的優(yōu)缺點，確定選擇整體箱體結構。采用整體箱體結構有如下優(yōu)點：箱體的空間大，貯存的潤滑油多，有利于散熱，機器工作溫升小，提高蝸輪副和齒輪副的壽命。 機器制造裝配方便，傳動箱可作為一個獨立的部件。 刀具主軸與物料輸送方向（輸送帶）有一定的垂直度要求，可直接由箱體的孔系加工來保證。 結構合理，機器的寬度方向尺寸減小，變速交換輪由開式傳動改為閉式傳動，左右兩邊基本上對稱于刀具的中心，外觀也比較美觀。 箱體毛坯的數(shù)量減小到一個，外形較規(guī)則，結構并不復雜，易于鑄造。 具有一般的工藝裝備水平的工廠即可滿足加工要求，采用通用機床、設備即可完成加工。 整體箱體結構比分離傳動的箱體顯然要復雜多了，但加工量并沒有增加，特別是孔系加工的方法和工作量沒有什么差別。因而全面分析的結果，本多功能切菜機采用整體傳動箱體的結構。 (3)傳動元件的潤滑方式對于蝸輪副和齒輪副均采用結構簡單的油池潤滑。對于主傳動箱體內(nèi)的油浸不到的滾動軸承均采用向心球軸承和角接觸球軸承，軸承可采用潤滑脂潤滑。2.輸送帶部件對于輸送帶上傳動機構的滑動軸承，可以采用定期注潤滑油的方式進行，潤滑油應采用無色、無味、無毒的食品油或醫(yī)用凡士林。本切菜機考慮到傳送動力小，轉(zhuǎn)速又低，均采用尼龍軸承代替需潤滑的金屬軸承，即方便了用戶,又保證了機器和食品的衛(wèi)生。輸送帶的材料，本機采用尼龍線骨掛上一層無毒橡膠作為材料。2.3 多功能切菜機技術要求 本設計的各種技術參數(shù)如下： 1.電機額定功率：小于1kW。 2.外形尺寸：小于13007001100mm3。 3.切片厚度調(diào)整范圍：1-30mm可調(diào)。 4.生產(chǎn)率：30-500kg/h（片）。 5.可切物料的種類：根、莖、葉類蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、魚類、海帶類、中草藥等。 6.物料的形狀：片、條、絲、塊、段、丁等。2.4 本章小結本章主要敘述了切片運動形式的選擇，如：切片功能比較，生產(chǎn)率比較，實現(xiàn)刀具運動的機構比較；切菜機的技術要求，如：設計、制造技術要求，性能要求；總體布局；傳動方案的選擇；傳動方案的設計等。第3章 主傳動部件設計3.1 電動機的選擇電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般都采用三相交流電源，因此，無特殊要求時均選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。對于載荷比較穩(wěn)定、長期連續(xù)運行的機械,只要所選電動機的額定功率等于或稍大于所需的電動機工作功率，電動機就能安全工作，不會過熱，因此通常不必校驗電動機的發(fā)熱和啟動轉(zhuǎn)矩。因為切菜機屬于一般機械，無特殊要求，故可以選擇的電動機的額定功率小于1kW。容量相同的三相異步電動機，一般有3000、1500、1000及750r/min四種同步轉(zhuǎn)速。電動機同步轉(zhuǎn)速愈高，磁極對數(shù)愈少，外部尺寸愈小，價格愈低。但是電動機轉(zhuǎn)速愈高，傳動裝置總傳動比愈大，會使傳動裝置外部尺寸增加，提高制造成本。而電動機同步轉(zhuǎn)速愈低，其優(yōu)缺點則相反。本設計選擇電動機型號為Y802-4；額定功率：0.75 kW 額定轉(zhuǎn)速：1390 r/min最大轉(zhuǎn)矩：2.3 Nm3.2 無級變速器的設計計算該無級變速機構由兩個可調(diào)帶輪和一個電機軸帶輪構成，下面的設計主要是對帶傳動進行了計算。1.確定計算功率PackW載荷變動由1帶傳動工作情況系數(shù)表查得2.選擇帶型根據(jù)計算功率kW，小帶輪轉(zhuǎn)速r/min因此選擇SPZ型窄V帶。3.確定帶輪基準直徑。 1）依據(jù)1初選小帶輪的基準直徑mm 2) 驗算帶的速度v在525m/s標準范圍之間 3) 計算從動輪的直徑本傳動為無級可調(diào)變速，由于調(diào)節(jié)范圍的限制，本從動輪直徑試選擇mm。傳動比范圍為。4.確定中心距a和帶的基準長度。 兩可調(diào)變速輪之間的中心距為160mm。電機軸于變速輪之間的中心距選擇360mm。 依據(jù)帶傳動帶幾何關系，計算所需帶的基準長度mm依據(jù)1基準長度系列，選擇帶長為1120mm。5.驗算主動輪上的包角。6.確定帶的根數(shù)。 (3.1) 式中包角系數(shù)依據(jù)1查得 長度系數(shù)依據(jù)1查得 單根V帶的基本額定功率查2得kW查2得kW故取1根SPZ型窄V帶。7.確定帶得預緊力。N8.計算帶傳動作用在軸上的力。N結論：選擇SPZ型窄V帶，電機軸帶輪基準直徑mm，兩個可調(diào)帶輪的基準直徑為mm，兩可調(diào)帶輪之間的中心距為160mm，電機輪于可調(diào)帶輪之間的中心距為360mm，帶長1120mm。由于本傳動中有兩個可調(diào)帶輪，故應在此傳動中安置一個壓力為166N的張緊輪，以保證在變速過程中V帶有合適的預緊力。3.3 齒輪的設計計算1.選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級 考慮到本設計切菜機傳送件的功率，為一般機械，要求傳動平穩(wěn)，噪聲小，故選用斜齒輪傳動。大齒輪選用45號鋼，小齒輪和軸做成一體，選用40Cr，調(diào)質(zhì)并表面淬火，HRC4045，選用7級精度。2.初步計算傳動尺寸 因為本設計中，齒輪采用閉式傳動，表面淬火，因大小齒輪均用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強。因此初步按齒根彎曲疲勞強度計算齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。齒輪模數(shù)計算公式： （3.2） 式中:小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（Nm）； 齒形系數(shù)； 應力修正系數(shù)； 重合度系數(shù)； 許用彎曲應力（MPa）。 (1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： Nm (2)初選，則。(3)查2由材料硬度選擇齒寬系數(shù)=0.6。 (4)初取螺旋角=斜齒輪端面重合度系數(shù)： (5)查2得重合度系數(shù) (6)由2得查2得螺旋角系數(shù)：=0.93 (7)初取Kt=1.3 (8)齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)當量齒數(shù) 查2得：=3.4 =2.48 查2得：=1.48 =1.63 (9)許用彎曲應力公式： MPa （3.3） 式中:計入了齒根應力修正系數(shù)之后，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限應力（MPa）； 彎曲強度計算的壽命系數(shù)； 齒根彎曲強度計算的安全系數(shù)。 （3.4）式中:、由實驗獲得，隨材料而異。循環(huán)次數(shù)公式： （h） （3.5） 式中:齒輪轉(zhuǎn)速（r/min）； 齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)； 齒輪的工作壽命（h）。由公式（3.5）得：hh查2得：=1.25查2得：=1.0查2得：=360MPa所以許用彎曲應力為： MPa=所以 =0.01747取=1.3，則：3.計算傳動尺寸 （1）載荷系數(shù)公式： （3.6） 式中:使用系數(shù)； 動載系數(shù)； 、齒向載荷分布系數(shù)； 齒間載荷分配系數(shù)。查文獻2得使用系數(shù)=1.0；齒輪的圓周速度：m/s查2得齒向載荷分布系數(shù)=1.08；查2得齒間載荷分配系數(shù)=1.2；查2動載荷系數(shù)=1.12。則由2得：=1.45 (2)修正為：mm為了結構的需要取=2.5mm。 (3)計算傳動尺寸： 傳動中心距公式：mm圓整后取中心距=54mm。修整螺旋角分度圓為：mmmm齒寬為：mm取為20mm，則mm，mm。變位系數(shù)的計算取變位量計算結果匯總：模數(shù)mm；中心距a=54mm；齒寬mm，mm；分度圓mm, mm。法向變位系數(shù) 小齒輪 ，大齒輪3.4 軸的設計計算3.4.1 軸的材料選擇 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，但由于斜齒輪與該軸做成一體，故選用40Cr,為材料，并經(jīng)調(diào)質(zhì)，表面淬火處理。3.4.2 軸的結構設計計算1.軸徑的初步估算 估算軸的最小直徑常用的方法有三種：（1）按扭轉(zhuǎn)強度計算；（2）按經(jīng)驗公式計算；（3）類比法。本設計中沒有同類型已有機器的軸的結構和尺寸，可分析對比；經(jīng)驗公式一般用于減速器設計時軸徑的估算；故本設計采用第一種方法，按扭轉(zhuǎn)強度計算。對于轉(zhuǎn)軸，由于跨距未知，無法計算彎矩，在計算中只考慮轉(zhuǎn)矩，而用降低許用應力的方法來考慮彎矩的影響。由材料力學可知，軸受轉(zhuǎn)矩的作用時，其強度條件為： mm （3.7） 式中:軸剖面中最大扭轉(zhuǎn)剪應力（MPa）； P軸傳遞的功率（kW）； n軸的轉(zhuǎn)速（r/min）；許用扭轉(zhuǎn)剪應力（MPa）； C由許用扭轉(zhuǎn)剪 應力確定的系數(shù)； d軸的直徑（mm）。查2得C的值為106。由公式（3.7）得： mm10.9 mm考慮到實際的工作狀況，取軸徑為16mm。2.軸的結構設計在軸的基本直徑定下以后，要進行軸的結構設計，定出軸的各部分的形狀和尺寸。根據(jù)多功能切菜機的設計要求和前面的總體分析，軸的結構如圖 3.2所示。圖3.2 軸結構圖3.軸的受力分析（見圖3.3）（1）由斜齒輪的計算可知：切向力N徑向力軸向力N軸承1總的支承反力為：N軸承2總的支承反力為：N圖3.3 軸受力分析圖（2）彎矩： 在水平面上，a-a剖面：Nm b-b剖面: Nm在垂直面上，a-a剖面: Nmb-b剖面: Nm 合成彎矩，a-a剖面，Nmb-b剖面，Nm （3）轉(zhuǎn)矩： 由上面的計算得T=9.62Nm4.軸的強度校核 從彎矩圖中可知，斜齒輪軸中間的a-a剖面彎矩載荷最大，是危險截面。軸的安全系數(shù)公式為： （3.8） 式中：只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)； 只考慮轉(zhuǎn)矩作用的安全系數(shù)； 許用安全系數(shù)。 （3.9） （3.10） 式中：對稱循環(huán)下材料試件的彎曲疲勞極限(N/mm2)； 對稱循環(huán)下材料試件的扭剪疲勞極限(N/ mm2)； 、彎曲、扭剪的有效應力集中系數(shù)； 表面品質(zhì)系數(shù)； 、彎曲、扭剪的絕對尺寸影響系數(shù)； 、彎曲、扭剪應力的應力幅N/ mm2，一般傳遞動力的軸，彎曲應力為對稱循環(huán)，單向回轉(zhuǎn)的軸，考慮載荷的不均勻性，扭剪應力應視為脈動循環(huán)； 、材料拉伸、扭剪的平均應力折算系數(shù)。 在本設計中，彎曲應力是按循環(huán)變化，故，; 剪應力按對稱變化，即，。對于a-a截面：查2得=1.1；查2得=1.62；查2得=0.92；查2得=0.85，=0.87；查2得=0.2，=0.1；由材料力學的彎曲應力公式得：抗彎剖面模量mm3抗扭剖面模量mm3彎曲應力MPaMPaMPa分別把各數(shù)值代入式（3.9）和式（3.10），有則根據(jù)（3.8）得：1.8，軸校核滿足要求。5.軸上鍵的校核平鍵的兩側(cè)面是工作面，工作時兩側(cè)面受到擠壓，對于按標準選擇尺寸及鍵為常用材料的普通平鍵聯(lián)接其主要失效形式是鍵、軸槽和轂槽三者中強度最弱的工作面被壓潰。校核時，按工作面的平均擠壓力進行計算，其公式為： MPa （3.11） 式中:T傳遞的轉(zhuǎn)矩（Nm）； d軸的直徑（mm）； l鍵的工作長度（mm），58mm； 、b鍵的公稱長度和鍵寬（mm）； k鍵與轂槽的接觸高度（mm）； 許用應力（MPa）。由式（3.11）得：MPa查2有沖擊載荷時=120150MPa。顯然滿足強度條件。綜上計算得設計參數(shù)：軸材料選用40Cr；軸徑取16mm；軸的總支反力 N，N；鍵的壓應力MPa6.軸承的校核對于傳動的滾動軸承，其滾動體和滾到發(fā)生的疲勞點蝕是主要的失效形式，因而主要是進行壽命計算，必要時再作靜強度校核。本次驗算為刀片傳動中齒輪軸兩側(cè)的軸承的校核，其型號為7204C。1.求兩軸承的計算軸向力和。由2得7204C派生軸向力，初取e0.42 估算。NNNN 由2插值計算得、再計算NNNN確定 、 ，N、N2.求軸承當量動載荷和。由2 分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：軸承1 軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13.6 取NN3.驗算軸承壽命。因為所以按軸承1得受力大小驗算：h已知本機器使用5年，一班制，預期壽命為：h故本軸承能夠滿足設計要求。3.5 蝸桿傳動設計計算1.選擇材料及熱處理方式 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度也不快，蝸桿選用40Cr制造，表面淬火處理，HRC4550;加上相對滑動速度6m/s,故蝸輪輪緣選用鑄錫鋅鉛青銅ZcuSnPb5Zn5,又因批量生產(chǎn)，采用金屬模鑄造。依據(jù)GB/T 10085 的推薦，本傳動使用漸開線蝸桿（ZI）.2.選擇蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)T 由2按i=60,選取=1，則=i=601=60。3.按齒面接觸疲勞強度確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑 （3.12）（1）確定作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩按=1，初取=0.71，則Nm（2）確定載荷系數(shù) K由于機器運轉(zhuǎn)載荷平衡故K=1.1 （3）確定許用接觸應力 查2由材料得 MPa（4）計算中心距mm由2查取，選取中心距為80，模數(shù)為2，分度圓直徑mm，直徑系數(shù)，分度圓導程角，蝸輪齒數(shù)為62，變位系數(shù)。這時 查2得接觸系數(shù)因 因此以上計算結果可用。4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)于幾何尺寸。1）蝸桿軸向齒距 mm直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 mm齒根圓直徑 mm分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 mm2）蝸輪蝸輪齒數(shù) 變位系數(shù) 驗算傳動比：傳動比誤差 誤差在允許的范圍內(nèi)。蝸輪分度圓直徑 mm蝸輪喉圓直徑 mm蝸輪齒根圓直徑 mm蝸輪咽喉母圓半徑 mm5.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)，根據(jù)，從2中查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)許用彎曲應力 由2表11.8中查得蝸輪的基本許用彎曲應力壽命系數(shù) MPaMPa由此可見彎曲強度是滿足的。6.驗算蝸輪圓周速度 、相對滑動速度及傳動總效率m/s顯然，3m/s，與原假設值相符。由,得所以 m/s顯然，6m/s,與原假設值相符，選用鑄錫鋅鉛青銅ZcuSnPb5Zn5為蝸輪輪緣材料合適。由=3.57m/s，查2得當量摩擦角,所以與原假設值0.71相符7.熱平衡計算所需散熱面積 S= （3.13）取油溫= ,周圍空氣溫度，通風良好，取散熱系數(shù) w/m2.oC，傳動總效率=0.71，則0.29m2故散熱面積足夠。8.選擇精度等級及側(cè)隙種類 因為這是一般動力傳動，而且線速度3m/s,故選用8級精度，側(cè)隙種類代號為C,標注為 8f GB10089-88。3.6 本章小結本章主要敘述了電動機的選擇；無級變速器的設計計算；齒輪的設計計算；軸的設計計算，如：軸的材料選擇，軸的結構設計計算，軸徑的初步估算，軸的結構設計，軸的受力分析，軸的強度校核，軸上鍵的校核，軸承的校核；蝸桿傳動設計等內(nèi)容。第4章 鏈傳動部件設計4.1 傳動鏈的設計計算4.1.1 鏈傳動主要參數(shù)的選擇由總體設計分析選用鏈作為輸送帶傳動的主要形式。鏈傳動設計主要是確定鏈節(jié)距、排數(shù)及鏈輪齒數(shù)、傳動比、中心距、鏈節(jié)數(shù)等。本節(jié)設計和之間的鏈傳動。1.鏈輪齒數(shù)、和傳動比 小鏈輪齒數(shù)對傳動的平穩(wěn)性和工作壽命影響很大。在相同節(jié)距下，齒數(shù)少可減少外廓尺寸，但齒數(shù)過少，增加傳動的不均勻性和動載荷；增大鏈條繞入和退出鏈輪時鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角，加速鉸鏈的磨損；增大鏈的工作拉力，加速鏈和鏈輪的損壞，增加軸承的載荷。由此可見，增加小鏈輪齒數(shù)對傳動是有利的。但若鏈輪齒數(shù)太多，除傳動尺寸和機件重量增大外，還易因磨損節(jié)距增長而發(fā)生跳齒和掉鏈現(xiàn)象，縮短鏈的使用壽命。因此小鏈輪既不宜過少，大鏈輪齒數(shù)也不宜太多，一般最大齒數(shù)不超過120，最小齒數(shù)不小于9。選取鏈輪齒數(shù)，還應考慮到輪齒和鏈的均勻磨損問題。 由設計要求希望結構緊湊，確定小鏈輪齒數(shù) Z10=14，Z9=18，120 合適。2.鏈節(jié)距和排數(shù) 鏈節(jié)距的大小反映了鏈節(jié)和鏈輪輪齒各部分尺寸的大小。在一定條件下，鏈的節(jié)距越大，承載能力越高；但多邊形效應增加，傳動不平穩(wěn)性、動載荷和噪聲越嚴重，傳動尺寸也大。因此，在設計時，在承載能力足夠的條件下，盡量選取較小節(jié)距的單排鏈；高速重載時可采取小節(jié)距的多排鏈。一般載荷大、中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈，以使小輪有一定的嚙合齒數(shù)；當中心距大、傳動比小而速度不太高時，從經(jīng)濟性考慮可選大節(jié)距單排鏈。鏈的型號和節(jié)距可根據(jù)傳遞的功率及小鏈輪轉(zhuǎn)速和公式確定額定功率。 kW （4.1） 式中：工作情況系數(shù)；小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；多排鏈系數(shù)；鏈傳遞的功率（kW）。查2得=1.0；查2得=1.0；考慮傳遞的功率不是很大，選單排鏈，由2查得=1。將以上數(shù)據(jù)代入式（4.1）得： kW由此功率得大鏈輪轉(zhuǎn)速=37r/min，查文獻2選滿足要求的08A鏈，節(jié)距P=12.70mm。3.鏈節(jié)數(shù)和鏈輪中心距在傳動比、鏈輪中心距又過小時，鏈在小鏈輪上的包角小，與小鏈輪同時嚙合的鏈節(jié)數(shù)亦少。同時，因總的鏈節(jié)數(shù)減少，當鏈速一定時，在單位時間內(nèi)同一鏈節(jié)受到的應力變化次數(shù)和屈伸次數(shù)增加，使鏈的壽命降低。但中心距過大時，除結構不緊湊外，還會使鏈的松邊上下顫動，使運行不平穩(wěn)。鏈節(jié)數(shù)計算公式如下： 節(jié) （4.2） 式中：初定中心距；鏈節(jié)距（mm）；、大小齒輪齒數(shù)。初定中心距=15則鏈節(jié)數(shù)：節(jié)取=46節(jié)。鏈長m由中心距公式：mm（4.3）則： mm取中心距mm。 4.1.2 鏈作用在軸上的力 鏈速公式：m/s （4.4） 式中：鏈節(jié)距（mm）;主動輪的齒數(shù)；主動輪的轉(zhuǎn)速（r/mm）；則：m/s工作拉力：N作用在軸上的壓力：N計算結果：鏈條規(guī)格08A，單排鏈，46節(jié)，長0.58m； 大小鏈輪齒數(shù)，;中心距a=190mm； 壓軸力N；工作拉力N。4.2 鏈輪的設計計算1.鏈輪材料的選擇鏈輪的材料應有足夠的強度和耐磨性，可根據(jù)其尺寸大小及工作條件選擇,由于傳遞的功率小于6kW，要求傳動平穩(wěn)，運用在噪聲小的場合，可以選擇夾布膠木作為鏈輪材料可以滿足要求，且價格便宜。有利于降低機器的加工成本和食品的衛(wèi)生要求。2.鏈輪結構參數(shù)的計算本節(jié)設計計算齒數(shù)的鏈輪。在本設計中鏈選用是08A型，考慮鏈輪的加工性，采用3R齒形。則鏈輪的分度圓直徑：mm齒頂圓直徑（滾子直徑）:mmmm取最大值時，采用展成法加工時有發(fā)生頂切的可能性。所以齒頂圓取為80 mm。齒根圓直徑：mm齒側(cè)凸緣直徑（為內(nèi)鏈板高板）：mm取 mm。輸送帶速度 刀旋轉(zhuǎn)速度 r/min4.3 本章小結本章主要敘述了傳動鏈的設計計算，如：鏈傳動主要參數(shù)的選擇，鏈輪齒數(shù)、和傳動比，鏈節(jié)距和排數(shù)，鏈節(jié)數(shù)和鏈輪中心距，鏈作用在軸上的力；鏈輪的設計計算，如：鏈輪材料的選擇，鏈輪結構參數(shù)的計算等內(nèi)容。第5章 刀盤部件設計刀盤部件設計主要為刀具的設計，刀具的形狀決定了切片的形狀?？梢酝ㄟ^換用不同的刀具切不同的物料，切出各式的形狀。此多功能切菜機主要采用的刀具有兩種：新月型刀具和圓盤刀具?，F(xiàn)分別介紹如下：5.1 新月型刀具主要用于切削軟的物料，如食品，葉類蔬菜等。新月形刀具又分為單刀和雙刀兩種。如圖(5.1)在物料輸送速度一定的條件下，用雙刀具時的物料切片厚度為采用單刀時的切片厚度的一半。在本機上，當要求切片厚度變?yōu)?mm時，只能采用雙刀進行切削。單刀用于加工莖類，葉類，長細狀的物料。加工尺寸范圍較大，加工長度為230mm?？梢郧衅?，也可以切絲。雙刀也用于加工莖類，葉類，長細狀的物料。加工長度為116mm。也可以切片，切絲。 (a) 單 刀 (b) 雙 刀圖5.1 新月型刀具5.2 圓盤刀具主要應用于切削物料形狀不規(guī)則，短而硬的物料，如土豆，洋蔥等。因為刀片時按在圓盤上，所以一方面增加了刀具的剛性，另一方面刀盤可以擋住刀具不切削時的物料送進而不致使物料掉下來（當物料短時），以便保證物料的切削厚度的均勻性和可靠性。圓盤刀具同樣又分為單刀圓盤刀和雙刀圓盤刀。如圖(5.2)它們之間的切削厚度的關系與新月形刀具的單刀和雙刀的切削厚度關系相同。采用圓盤刀具的一個重要的特點是它能夠調(diào)整切片厚度。它可以根據(jù)刀片厚度的要求，在圓盤刀架安裝刀具的表面和刀具定位面之間加入一個可調(diào)厚度的墊片來調(diào)整刀具的高度，從而可以改變切削厚度。雖然刀片為不銹鋼材質(zhì)，但是要在刀具使用之后用水洗凈，烘干，涂油保管起來，不要與其它硬件放在一起，以免碰壞刀片的刀刃。圖5.2 圓盤刀具5.3 本章小結本章主要對刀盤部件進行設計,如新月型刀具, 主要用于切削軟的物料，如食品，葉類蔬菜等；圓盤刀具, 主要應用于切削物料形狀不規(guī)則，短而硬的物料，如土豆，洋蔥等。結論進入21世紀以來，食品工業(yè)的分工越加細化。能高效的、衛(wèi)生的加工各類食品成為食品機械發(fā)展的必然趨勢。而食品機械的設計必須符合國家商業(yè)部有關食品機械的部標準。目前國內(nèi)外生產(chǎn)這方面機器的廠家不是很多。而且主要不足是功能單一，生產(chǎn)率低。本設計的多功能切菜機是飲食機械中很重要的一種。該切菜機用于食堂、賓館等餐飲行業(yè)，可切制蔬菜、水果、魚類等多種食品，根據(jù)物料的不同可達到2500kg/h的效率，并能實現(xiàn)厚度在130 mm之間的任意調(diào)節(jié)。在多功能切菜機設計中，首先比較了兩種刀具運動方案。然后確定采用刀具回轉(zhuǎn)和物料直線進給的切菜機。在本論文中的方案設計論證部分中分析了各傳動方式的特點，整體箱體結構的與分離傳動箱體的相比的優(yōu)點。在本論文的設計計算部分，設計計算了傳動部分的無級變速器及同步帶的結構，齒輪和齒輪的校核，設計了斜齒輪軸，校核了軸和軸上的鍵及軸承的壽命；輸送部件的鏈、鏈輪的結構，另外還設計了其它的零件的結構。在本課題的研究設計過程中，盡管作者收集不少的資料，也參考國內(nèi)外同時期的食品機械，但是很適合于本課題的資料潰乏，絕大部分只是提供了大概的參考作用。有些參數(shù)無法精確確定，只有試制出機器后通過做試驗方可得出精確值。同時也由于這是作者獨立設計的一個新課題，個人的水平及經(jīng)驗均有限，因此，在論文中和機器的結構設計中不可避免的存在著不足。參考文獻1楊永民.機械設計新標準應用手冊M.北京：科學技術出版社，1993 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K.Subunit Composition of eel (Anguilla japonica) Type V collagen:Evidens for existence of a novel Fourth Chain.J.agric Food Chem.1994,42:675-678致謝 本設計是在老師的直接指導下完成的。在設計中我遇到了很多困難，都是在孫老師的幫助下解決完成的。在平時的學習設計過程中，老師也能夠及時的幫助我們解決學習上困難，順利的完成畢業(yè)設計工作。在孫老師的指導下，短短三個多月的畢業(yè)設計時間內(nèi)，使我不僅掌握了設計方法，還培養(yǎng)嚴謹全面的思考問題能力，對我今后的工作幫助很大，令我受益匪淺。在此，向?qū)O老師表示最衷心的感謝。 另外，本論文的完成與同學的幫助和支持是分不開的，在此也向他們表示我的謝意。36