(整理)土豆切片机的设计(全套图纸)

目录
摘要 (1)
关键词 (1)
1 前言 (2)
2 国内外概况 (2)
2.1 国外切片概况 (2)
2.2 国内切片概况 (2)
3 土豆切片机总体方案的确定 (2)
3.1 结构特点与工作原理 (3)
3.1.1 结构特点 (3)
3.1.2 工作原理及工作条件 (2)
3.2 机构的组成部分及特点 (2)
3.2.1 电动机 (2)
3.2.2 皮带传动装置 (3)
3.2.3 轴 (3)
4 传动设计计算、零部件的强度、刚度计算 (3)
4.1 动力计算 (3)
4.1.1 主要参数 (4)
4.1.2 土豆在料斗、刀片间被切削的受力分析 (5)
4.1.3 输出轴的转速计算 (5)
4.1.4 切削功耗P切 (6)
4.1.5 传动、摩擦等的功率损失 (6)
4.1.6 选择电机 (6)
4.1.7 切片可靠性的计算 (6)
4.1.8求计算功率PC (7)
4.2 选V带的型号 (7)
4.3 求大小带轮d2、d1基准直径 4.4 验算带速V (7)
4.5 计算V带的基准长度Ld和中心距a (8)
4.6 验算小带轮包角α1 (8)
4.7 求V带的根数 (8)
(8)
4.8 求作用在带轮轴上的压力F
Q
4.9 V带轮的设计 (8)
4.9.1 V带轮材料的选择 (9)
4.9.2 带轮结构形式的设计 (9)
4.9.3带轮尺寸的设计 (10)
4.10 轴的选择 (11)
4.10.1计算轴的最小直径 (11)
4.10.2 轴的结构尺寸确定 (12)
4.10.3 轴的校核 (13)
4.10.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 (13)
4.11 轴承的选择和校核 (13)
4.11.1 轴承的选择 (13)
4.11.2 轴承的校核 (14)
4.12 键的选择和校核 (14)
4.12.1 键的选择 (15)
4.12.2键的校核 (15)
5 结构设计 (15)
5.1 刀盘总成的结构设计 (15)
6 入料斗的设计及叶轮的设计 (16)
7 机架的设计 (16)
7.1 机架设计要求 (16)
7.2 机架材料的选用及壁厚选择 (17)
7.3 机架整体设计 (17)
8 机体结构的设计 (17)
9结论 (18)
参考文献 (19)
致谢 (20)
土豆切片机的设计
摘要：随着科学技术的不断发展，农业机械技术也得到了大规模的应用。

本文所设计的土豆切片机是一种体积比较小、结构比较简单。

适用于家庭、餐厅、小作坊的小型农产品加工机械。

土豆切片机设计的整个过程，其中主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，总装与部装图纸以及各零件的图纸。

完成了全部设计后，对切片机进行了评价，指出它的特点、优势之处，以及存在的一些不足，并提出了一些改进的措施。

关健词：切片机；设计；计算
The Design of Potato slicing Machine
Abstract: As the development of science and technology, agricultural machinery technology has also been a large-scale application. The design of my potato slicing machine is a smaller size and the structure is more simple than others. Potato slicing machine is fit for the family restaurant, small workshops. This potato slicing machine throughout the design process, including the determination of the overall program design and calculation of the various components of the assembly with the Ministry of installation drawings and parts drawings. Completed all the design, evaluation, noted that it the Department of the characteristics, advantages, and the presence of a number of shortcomings, and proposed some improvement measures.
Keywords: slicing machine; design; calculation
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[1]。

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。

现在市场上，切片机械己经比较常见了，但是这些机械只适合产业化的生产，而没有适合农民作坊生产的切片机器；另外市场上的这些机械对切片物体的尺寸有着严格要求，不太适合块茎类蔬菜。

因此根据市场需求，对块茎类疏菜，如:红薯、土豆等，进行切片，而且要求切片、大小厚度一致、均匀，效率要比较高，这些要求超出了手工的要求，加之一些营养成分较高的新鲜蔬菜不易保存，需进行加工保存，如:土豆，所以更需一种能切片的小型机器。

该机器能满足切片大小厚度一致、均匀，效率较高，提高了劳动效率，改善了劳动质量，让人从切片劳动中解放出来，这样既减轻了农民在加工中的劳动强度，也增加了农民的收入，有利于机械化在农村的发展。

2 国内外概况
2.1 国外切片概况
目前，国内外已有一些产家研制和生产了此种机器。

在国外的公司，如:美国的哈克逊公司生产了BIZERBA SE12、FAC F300半自动切片机，BIZERBA SE12D自动切片机:意大利碧佳ES25、ES30斜刀式切片机:韩国的地质公司的肉类切片机等[2]。

瑞士Meyer-Burger AG公司的TS系列机，日本Tokyo Semitsu 株式会社的TSK（若干）系列机，日本Okamoto Machine 株式会社的ASM系列机，美国STC公司的STC系列机等。

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。

但我国的切片机方面仍然没有根本性突破。

2.2 国内切片概况
在国内的公司有:马鞍山华宝机械设备有限公司生产的落地式切片、北京雅宝食品机械厂生产QR-300型自动切片机、沈阳清宝食品机械有限公司生产的CWS-350A。

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。

这些机器的特点是生产率大，速度快，适合于大型的场合[3]。

价格比较贵，对于农民的作坊生产来说不适合。

3 土豆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：本设计中我采用卧式切片机，因为卧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，而且卧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。

卧式切片机有电机、旋转刀盘、皮带传动装置以及输入输出物料装置等组成。

本机构主要有以下优点：
(1)、降低了人们的劳动强度，提高了工作效率。

(2)、切片的厚度一致性高，损耗低。

(3)、切削种类多，能对土豆、红薯、洋葱等进行切削。

(4)、结构简单紧凑。

3.1.2 工作原理及工作条件
卧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，轴的末端接一旋转刀盘，刀盘上的刀片随着刀盘转动，把马铃薯切成片[4]。

切片的厚度出刀片与刀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。

如图所示：
1-刀盘2-传动轴3-皮带以及皮带轮4-电动机
图1 土豆切片机原理图
Fig.1 Electric voltage of potato slicing machine
3.2 机构的组成部分及特点
3.2.1 电动机
由于卧式切片机的生产效率为500kg/h,所以选择的电动机为YB132S1-2,
其额定功率为5.22KW，同步转速 n=2000/min(选定计算过程见后面 ).
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4。

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 传动设计计算、零部件的强度、刚度计算
4.1 动力计算
4.1.1 主要参数
刀盘直径:根据红薯的外型尺寸，切片时所需的速度、生产率等条件，确定刀盘直径为300mm
切削力:由资料查得到刀片单位长度承受的切削力至少为0.3 kg/mm.下面
是直刃刀片和圆弧刃刀片在切削中受力的对比，从而选择刀片[5]。

直刃刀片和圆弧刃刀片在切削中受力数据资料如下:
对直刃刀片而言直刃刀片在切削中的受力数据如下表：
表1直刃刀片分析
Table 1 The analyzing of straight bit
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2圆刃刀片分析
Table 2 The analyzing of arc bit
编号 项目 切削面积 切削阻力 cm2 kg
平均切削阻力 切削长度 平均切削阻力 kg/cm2 mm kg/mm 1 顺行 2.4×0.5 1.5 逆行 1.4×0.6 2.5
2 顺行 1.5×0.7 2 逆行 1.4×0.8 1.5 1.905 16 0.133
1.339 15 0.107
3 顺行 1.7×0.3 1.5 0.629 13 0.088
逆行 1.0×0.5 1 2 10 0.1
4 顺行 1.8×0.7 2.
5 1.984 9 0.139
逆行 0.7×0.6 2 8.477 7 0.286
5 顺行 1.8×0.2 1 0.455 19 0.056
逆行 0.9×0.8 2 2.778 9 0.222
6 顺行 1.9×0.1 2 0.88
7 12 0.05
逆行 1.2×0.6 1.5 2.083 12 0.125
平均 1.92 0.133
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#。

4.12 土豆在料斗、刀片间被切削的受力分析
土豆在切削时的受力情况示意图
rpm
86
.
504
n
4
2.0
7.0
001
.0
033
.1
001
.0
5.
56193 60500
n =
⨯
⨯
⨯
⨯
⨯
⨯
⨯
=1-刀盘 2-土豆 3-料斗壁图2 土豆受力分析图
Fig.2Bean stress analysis
红薯在切削时，刀片给红薯一切削力P，同时入料斗也给红薯一反力N,N分解为水平分力R1.和垂直分力N1，形成一对力矩M1=R1L2,M2 =N1L1，要使红薯不跳动,不转动，保持平衡则需PL2=MI+M2。

方向相反。

4.13 输出轴的转速计算
由小时生产效率500kg/h 来确定转速n
Q=60×nZ×V×P×K1×K2 (1) Z=1
V=S×L
Q=500kg/h
K1=0.7
K2=0.2
取L=0.5，P=1.033×10×0.001来确定n，则
Z是料斗中出现的刀片数量；
L是切片厚度；
Q是该设备的生产率；s
K1是刀片利用率；
K2是刀盘的不旋空概率；
因此我们将转速定为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，则刀片在切削长度内承受的阻力矩积分得：
图3 扭矩图 Fig.3 Torque
P X Pdx T ).(14035
⎰
= (2)
=0.3×0.5X ²|14035
=2756.3Kg ·㎜
5
10
5.958
.9n P ⨯=•T 切 (3) Kw 828.2105.958.95003.27565
=⨯⨯⨯=
4.1.5 传动、摩擦等的功率损失
由机械设计上表可得[6]
总
总刀盘轴承皮为：；则、、ηηηηη96.097.096.0===可知 总功率=0.96×0.97×0.97×0.96=0.9033 (4) 切P =2.808÷0.9033=3.13Kw
因为经电动机的传输功率,其利用率通常在60%—70%之间，故选用电动机的额定功率0.6—0.7 P 额，由此得到的额定功率是5.22Kw ，我们选择电动机的功率为5.22Kw 。

4.1.6 选择电机
根据计算机算出来的额定功率，刀盘转速以及该机使用的减速机构的传动比，选择额定功率为5.22Kw 。

转速在自身减速后为2000rpm 、工作电压为380V 的电动机。

4.1.7 切片可靠性的计算
为了使在切片过程中，物料的进给都可靠，显然要保证物料下落到挡板的时间t 1要小于刀片间隙的时间t 2[7]。

现分析如下：假设物料道与物料的摩擦系数为0.4,送料道的倾斜角为45°则对物料进行受力分析：
F=mgsina - N μ； (5) N=mgcosa 所以F=mgsina-mgcosa μ (6)
又F=ma 所以 a=101.6N 计算作用在轴上的压力Q
Q=2zFf0sin(α／2) (7) =2×5×101.6×sin （132.7/2）=930.67（包角：127°计算见后） 4.1.8求计算功率PC
因为d P ＝5.22kW 则由机械设计手册表13-15可知选K A =1.2
则由公式 ：
P C =K A P （8） 则得出P C =5.22×1.2=6.27 kw
4.2 选V 带的型号
可用普通V 带或窄V 带，现选普通V 带。

根据P C =6.27 kw, n d ＝2000 r/min ，由机械设计手册查出为V 带为SPZ 型带。

4.3 求大小带轮d 2、d 1基准直径
由机械设计手册中表13-9可知d 1=50～71 mm ，现在取小轮d 1=63 mm 由公式：
d 2=n 1d 1(1-ε)/n 2 （9） 可得出d 2=n 1d 1(1-ε)/n 2=3.53×71×0.98=252 mm 。

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d 2=2526虽然n 2略有增大，但其误差小于5%，在允许的范围内，所以d 2=250可以。

4.4 验算带速V
由公式
V=1000601⨯n d π （10） 则可以算出V 带的速度V=1000601⨯n d π=π63×2000/(60×1000)=8.12 m/s V 带的带速度5～25 m/s 的范围内，合适。

4.5 计算V 带的基准长度L d 和中心距a
查机械设计手册由其中计算V 带公式[8]：
a 0=1.5(d 1+d 2) （11） 初步计算选取V 带的中心距a 0
则可以得出a 0=1.5(d 1+d 2)=1.5×(63+250)=248，现在取a 0=248,由公式0.7(d 1+d 2)<a 0< 2(d 1+d 2) （12） 可以得出中心距在其范围内，所以取a 0=250可以。

查机械设计手册由式：
L=2a 0+)(221d d +π
+2
124)(a d d - （13）
可以得出带长为L =2×250+)25063(2
14
.3++2
2504)
63250(⨯-=1026.3 mm
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=1000 mm 。

再由其公式：
a ≈a 0+
2
L L d - （14）
可以确定V 带的中心距a=250—（1000-1026.6）/2=237 mm
4.6 验算小带轮包角α1
查机械设计基础由公式
α1=180°-a
d d 1
2-×60° （15）
可以得出α1=180°-237
63
250-×603°=132.7°>120° 所以得出包角合适。

4.7 求V 带的根数
查机械设计基础由公式： Z=
L
c
K K P P P α)(00∆+ （16）
已知n 1=2000 r/min ，d 1=63 查表可以得出 P 0=1.45 KW 由传动比i=4 查表13-5得 ∆P 0=0.45 KW
由α1=132.7° 查表13-7得 K α=0.87,查表13-2得K L =0.90,由此可得 Z=
90
.087.0)45.145.0(27
.6⨯⨯+≈1.81
所以V 带取2根
4.8 求作用在带轮轴上的压力F Q
查机械设计手册表13-1得出V 带每米长的质量q=0.07 kg/m 由公式：
F 0=
2)15
.2(500qv K zv P c +-α
（17） 其中Pc 为功率，Z 为v 带的根数，V 为v 带的带速，K а为包角修正系数可以查表得
出其值为0.95
可以得出F 0=
2)12.13(07.0)187
.05
.2(57.5227.6500⨯+-⨯⨯≈82.4 N
现在计算作用在带轮上的压力F Q ,由公式：
F Q =2
sin 210α
zF （18）
可以得出F Q =402.5 N
4.9 V 带轮的设计
4.9.1 V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。

[9]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。

4.9.2 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：实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。

[10]
V带轮的结构形式与基准直径有关。

当带轮基准直径为d
d
≤d（d为安装带轮
的轴的直径，mm）时可采用实心式；当d
d ≤300mm时，可采用腹板式；当d
d
≤300mm
时，同时D
1-d
1
≥100mm时，可采用孔板式；当d
d
＞300时可采用轮辐式
由5.3中的计算已知d
1，d
2
：
主动轮基准直径d1=63 mm
安装轴带轮轴的直径d=25 mm
∵ d
d
≤d ∴小带轮选用实心式
从动轮基准直径d2=232 mm
∵ d
d
≤300mm ∴大带轮选用腹板式
4.9.3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SPZ带，根据书上表格可直接得出
基准宽度b0=10 mm
基准下槽深度h fmin=10 mm
槽间距e=14±0.3 mm
最小轮缘厚δmin=5.5 mm
带轮宽度 B=28
带轮的总长L=（1.5~2.5）d=40
图4 主动轮
Fig. 4 Drive sprocket
大V轮d=200mm小于350，所以采用腹板式。

由其轴径为35 mm. 基准宽度b0=10 mm
基准下槽深度h fmin=10 mm
槽间距e=14±0.3 mm
最小轮缘厚δmin=5.5 mm
带轮宽度 B=26
带轮的总长L=（1.5~2.5）d=45
图5 从动轮
Fig. 5 Follower sprocket
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。

[11]
4.10 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6 轴 Fig.6 Axle
4.10.1计算轴的最小直径
轴的强度计算 ，由公式计算轴的最小直径，由公式：
dmin =[]33
62.01055.9n
p
c n p =⨯τ （19） 得出dmin=3
396
5
*112≈28 mm 计算轴的输出力矩T ，由公式：
T=9550×n
p
（20）
可以得出T =9550×5
10
5.958
.9n P ⨯=•T 切 Kw 828.2105.958
.95003.27565
=⨯⨯⨯=
≈36 N.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35mm 。

已经远大于dmin, 所以取最小轴径dmin 取35 mm 。

4.10.2 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d 1-2=2d 7-8=35 mm 。

带轮及刀盘采用轴肩定位，且定位高度h>0.07d d 2-3=d 6-7=42 mm 。

考虑此处轴径，出轴承产品目录中初步选定6209深沟球轴承轴承，其尺寸为d ×D ×B=45×85×19, 所以d 3-4= d 5-6=45mm 。

查手册6209深沟球轴承轴承的轴肩高为4 mm ，所以d 4-5=53 mm
由刀盘的尺寸和从动轮的尺寸确定l 1-2=25 mm ,l 7-8=35 mm 。

由轴承的尺寸，可以确定l 3-4=l 5-6=50 mm 。

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l 2-3=30,l 6-7=50 mm 。

根据轴的总体尺寸，取l 4-5=130 mm 。

4.10.3 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7 轴的载荷分析图 Fig.6 The analyzing of axis ’s load
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 、M H 、M V 。

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35 mm ，扭矩为36 N.m
所以，可以计算出作用在轴上的力圆周力Ft ：
Ft=d
T 2 （21）
Ft=353600*2=200N
作用在刀片上的力径向力Fr ：
030tan ⨯=t r F F （22） 可以得出Fr=166.2 N
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
Table.3 Cross-section of bending moment torque
载荷 平行于轴
垂直于轴
支反力F
=⨯=741Q F F 1125 N
N
F NV 46.10211=46.2002-=NV F N
弯矩M
M H =34245N/mm
mm N M V /7.540651=
mm N M V /7.90202-=
总弯矩 2217.5406534245+=M =63999 N/mm 2229020734245+=M =35413 N/mm
扭矩T
T 2=131759.8 N.mm
4.10.4 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α=0.6，计算轴的应力,由公式：
W
T M ca 2
3221)(ασ+=
（23） 得出轴的应力：
W
T M ca 2
3221)(ασ+=
=37.6 Mpa 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]=60 Mpa ，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。

[12]
4.11 轴承的选择和校核
4.11.1 轴承的选择
由于轴承主要承受的只有机体中的轴，刀盘，从动轮的径向力。

故选用6209深沟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L h 预计为24000小时。

4.11.2 轴承的校核
深沟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。

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。

[13]
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。

所以选择深沟球轴承。

[14]
因该轴承受r F 和a F 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F a /C 0r 值查取，而C 0r 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F a /C 0r =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=X Fr +Y Fa （24） P=N 3594.3592.1664.128844.0≈=⨯+⨯ 计算所需径向基本额定动载荷值，由公式：
ε
1
61060⎪⎭
⎫
⎝⎛=
h t P R L n f P f C （25） 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24000h 所以：
N N L n f P f C e h t P r 291012000103966013592.110603
1
6
61
≈⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=
Cr=2910>2900 N C 0r =1920 N
故6209深沟球轴承轴承轴承的F a /C 0r =288/1920=0.15与原估算接近，适用。

4.12 键的选择和校核
4.12.1 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d 1=35 mm ，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=8 mm,高度h=7 mm,取键长L=14 mm.
与皮带轮联接的键的选择：
此处轴径为d 2=25 mm ，同理选用键的宽度b=8 mm,高度h=7 mm,取键长L=18 mm.
4.12.2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 ]=120～150 Mpa,取[σp ]=135 Mpa 。

键1的工作长度l=L-b=14 -7 =7 mm,键与刀盘的接触高度k=0.5h=3.5 mm 查机械设计手册由公式：
p σ=
kld
T 3
2102⨯ （26） 得出σp 为116 Mpa 小于[σp ]所以键1的强度合适。

键2的工作长度l=L-b=25 -6 =19 mm ，键与皮带轮的接触高度k=0.5h=3mm
p σ=
kld
T 3
2102⨯ （27） 得出σp 为136 Mpa 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
5 结构设计
5.1 刀盘总成的结构设计
刀盘总成是完成切削过程并且保证切削质量的最重要部件；刀盘总成有刀盘、刀片、和调整垫片以及螺钉组成，通过调整垫片即可调整切片厚度。

调整垫片有多块，厚度均为1mm ，不用调整垫片时，可以切5mm 厚的片，用一块垫片则可切6mm 。

根据要求，切削厚度为5mm ，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5mm 。

考虑到本设计的卧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。

[15]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2把刀片，即在平带运动一周的时间内，刀片切削2次。

刀片的尺寸为长取105mm ，宽取53mm 。

，用铆钉将刀片铆上去。

铆钉的大小选取：采用沉头的型式，mm d mm L 4,10==。

刀盘是铸造而成，要求其质量分布均匀，保证转动的平稳性。

6 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100 m左右。

[16]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：
F R= F N+F1 （28）
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，所以取ɑ=45°，也就是说料斗的倾斜角度ɑ=450。

7 机架的设计
7.1 机架设计要求
机架起到在机器中支承或容纳零、部件的作用，机架的设计主要应保证以下三点：
(1)、足够的强度和刚度；
（2）、形状简单，便于制造；
（3）、便于在机架上安装附件等。

绝定机架工作能力的主要准则是刚度。

在卧式切片机的中刚度决定着切片机的生产效率和切削精度。

[17]
强度是评定重载机架工作性能的基本准则。

机架的强度应根据机器在运转过程中可能发生最大载荷或安全装置所能传递的最大载荷来校核其静强度。

此外还要校核其疲劳强度。

机架的强度和刚度都需要从静态和动态两方面来考虑。

动刚度是衡量机架抗震能力的指标，而提高机架抗振能力应从提高机架构件的静刚度，控制固有频率，加大阻尼等方面着手。

机架受压结构及受压弯结构都存在失稳问题。

有些构件制成薄壁腹式也存在局部失稳。

稳定性是保证机架正常工作的基本条件。

必须加以校核。

为了满足稳定切片和切削效率的要求，本设计的卧式切片机采用机座机箱铸成一体使得整体的结构更加简单、合理、稳定，减少震动。

7.2 机架材料的选用及壁厚选择
铸造机架常用材料：
铸铁：铸铁流动性好，体收缩和线收缩小，容易获得形状复杂的铸件。

铸铁的内
摩擦大、阻尼作用强，故动态刚性好。

另外还有切削性能好、价格便宜和易于大量生产等优点。

铸铁主要有灰铸铁、球墨铸铁。

[18]
铸造碳钢：铸钢的弹性模量大，强度也比铸铁高，故用于受力较大的机架。

由于钢水流动性差，在铸型中凝固冷却时体收缩和线收缩都较大，故不宜设计复杂形状的铸件。

铸造铝合金：铝合金密度小、重量轻，通过热处理强化，具有足够高的强度、较好的塑性，良好的韧性。

材料的选用，主要是根据机架的使用要求。

本设计中的离心式切片机的形状较复杂。

铸铁的铸造性能好、价廉和吸振能力强，应用也最广。

焊接机架具有制造周期短、重量轻和成本低等优点。

由于本设计的机架结构较为复杂，为了满足支撑其它各零件的要求，本离心式切片机机架各零件零件采用HT200，整体选择焊接的方式。

壁厚选择
当机架零件的外廓尺寸一定时，因而在满足强度、刚度、振动稳定性等条件下，应尽量选用最小的壁厚。

7.3 机架整体设计
机架整体应起到固定及连接各零件的作用。

机架由以下几部分组成：支腿、底板、电机护罩、输出滑板、机壳、刀片座、连接板、支板、连接板、固定箱、固定箱盖。

8 机体结构的设计
机体就是由机座和箱体焊接而成，材料为HT200,箱体的安装传动轴的，为了减少整个机体的重量，采用机座把箱体支撑起来，再把箱体和箱盖相连接，使得整体结构更简单、合理、稳定，减少震动。

[19]
机座的下面安装电机，比带轮设置在机体外面，这样方便调节比带轮的松紧，检查皮带的安装是否正确到位。

本设计的优点
本机构主要是针对中小型场合而设计的，它可以对多种茎块类作物进行工作，且有较高的生产效率。

同时该设备结构简单，体积比较小，重量比较轻，生产率处于大型机械与手工劳动之间，适合劳动作坊等小场合。

9 结论
由于本设计因为个人知识有限，本切片机采用卧式刀盘，因此在切片的过程中难免会出现切片厚度不均匀的情况，还有就是本切片机占空间大。

设计的切片机结构比较简单。

主要改进措施是为了解决不均匀的问题，解决方案是：在切片过程中始终保
持切片的物体压紧，使其不跳动、不滑移。

[20]
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