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16 屆畢業(yè)設計 紅薯切片機的設計 學生姓名 張海濤 學 號 8011212239 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 機械設計2班 指導老師 孟煒 日 期 2016 .05 塔里木大學機械電氣化工程學院制 前 言 隨著科學技術的不斷發(fā)展，食品機械技術也得到了大規(guī)模的應用。紅薯具有很高的營養(yǎng)價值和很好的味道，很多人們喜歡吃。隨著人們的生活水平越來越高，對紅薯的食用要求也越來越高。例如在食用紅薯的時候要將其切成片，因而切片機應運而生。本文所設計的紅薯切片機是一種體積比較小、結構比較簡單。適用于家庭、餐廳、小作坊的小型農產品加工機械。紅薯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。 關健詞：切片機；結構；設計過程 目 錄 1工程概況 1 1.1 研究的目的和意義 1 1.2 國外切片概況 1 1.3 國內切片概況 1 2 紅薯切片機總體方案的確定 2 2.1 結構特點與工作原理 2 2.2 機構的組成部分及特點 2 3 傳動設計計算、零部件的強度、剛度計算 3 3.1 動力計算 3 3.2 帶的設計及計算 6 3.3 軸的選擇 10 3.4 軸承的選擇和校核 13 3.5 鍵的選擇和校核 14 4. 刀盤總成的結構設計 15 5 入料斗的設計及葉輪的設計 16 6 機架的設計 17 6.1 機架設計要求 17 6.2 機架材料的選用及壁厚選擇 17 6.3 機架整體設計 17 7 機體結構的設計 18 結 論 19 致 謝 20 參考文獻 21 塔里木大學畢業(yè)設計 1工程概況 1.1 研究的目的和意義 隨著現在的快餐業(yè)迅速崛起，對紅薯莖塊的需求越來越多。像土豆薯條、薯片等 休閑食品的消費急劇增長。這給莖塊食物的加工帶來了勃勃生機與活力。在莖塊作物的加工過程中需將其切成片。因此切片機應運而生。 現在市場上，切片機械己經比較常見了，但是這些機械只適合產業(yè)化的生產，而沒有適合農民作坊生產的切片機器；另外市場上的這些機械對切片物體的尺寸有著嚴格要求，不太適合塊莖類蔬菜。因此根據市場需求，對塊莖類疏菜紅薯、土豆等，進行切片，而且要求切片、大小厚度一致、均勻，效率要比較高，這些要求超出了手工的要求，加之一些營養(yǎng)成分較高的新鮮蔬菜不易保存，需進行加工保存，所以更需一種能切片的小型機器。該機器能滿足切片大小厚度一致、均勻，效率較高，提高了勞動效率，改善了勞動質量，讓人從切片勞動中解放出來，這樣既減輕了農民在加工中的勞動強度，也增加了農民的收入，有利于機械化在農村的發(fā)展。 1.2 國外切片概況 目前，國內外已有一些產家研制和生產了此種機器。在國外的公司，如:美國的哈克遜公司生產了BIZERBA SE12、FAC F300半自動切片機，BIZERBA SE12D自動切片機:意大利碧佳 ES25、ES30斜刀式切片機:韓國的地質公司的肉類切片機。瑞士Meyer-Burger AG公司的TS系列機，日本Tokyo Semitsu 株式會社的TSK（若干）系列機， 日本Okamoto Machine 株式會社的ASM系列機， 美國STC公司的STC系列機等。我國的切片的研究開發(fā)方面雖然已有30年的歷史，近幾年來切片機的研制發(fā)展也非常迅速，但是與發(fā)達國家相比目前仍然有一定的距離。但我國的切片機方面仍然沒有根本性突破。 1.3 國內切片概況 在國內的公司有:馬鞍山華寶機械設備有限公司生產的落地式切片、北京雅寶食品機械廠生產QR-300型自動切片機、沈陽清寶食品機械有限公司生產的CWS-350A。山東省諸城市大洋食品機械廠的大洋牌土豆切片機有400型、600型、江陰鑫達藥化機械的中藥切片機等。這些機器的特點是生產率大，速度快，適合于大型的場合。價格比較貴，對于農民的作坊生產來說不適合。 2 紅薯切片機總體方案的確定 2.1 結構特點與工作原理 2.1.1 結構特點 根據本設計的要求及適用面來確定切片機的形式：本設計中我采用臥式切片機， 因為臥式切片機的裝料和卸料都比較容易，結構簡單，操作和維修便易，而且臥式相對立式工作時產生的震動小，有益于機械的正常工作，是非常適合作坊的機械。臥式切片機有電機、旋轉刀盤、皮帶傳動裝置以及輸入輸出物料裝置等組成。 本機構主要有以下優(yōu)點： 降低了人們的勞動強度，提高了工作效率。 切片的厚度一致性高，損耗低。 切削種類多，能對土豆、紅薯、洋蔥等進行切削。 結構簡單緊湊。 2.1.2 工作原理及工作條件 臥式切片機采用電動機作為動力，皮帶輪傳動減速裝置帶動輸出軸轉動，軸的末端接一旋轉刀盤，刀盤上的刀片隨著刀盤轉動，把紅薯切成片。切片的厚度由刀與刀盤間的墊片厚度在控制。 如圖所示： 1-刀盤 2-傳動軸 3-皮帶以及皮帶輪 4-電動機 圖2-1 紅薯切片機原理圖 2.2 機構的組成部分及特點 2.2.1 電動機 由于臥式切片機的生產效率為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 ). 2.2.2 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。 軸采用45號鋼，軸的固定選用深溝球軸承 3 傳動設計計算、零部件的強度、剛度計算 3.1 動力計算 3.1.1 主要參數 刀盤直徑:根據紅薯的外型尺寸，切片時所需的速度、生產率等條件，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0.3 kg/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。 直刃刀片和圓弧刃刀片在切削中受力數據資料如下: 對直刃刀片而言直刃刀片在切削中的受力數據如下表： 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 cm2 kg kg/cm2 mm kg/mm 1 順行 2.4×1.3 2.2 0.705 24 0.092 逆行 1.4×0.6 5 5.952 14 0.375 2 順行 1.6×0.8 2 0.694 16 0.125 逆行 1.4×0.6 2 1.786 15 0.133 3 順行 0.7×1.3 2 2.198 13 0.667 逆行 1.0×0.5 1.5 3 10 0.15 4 順行 1.9×1.2 3 1.316 9 0.158 逆行 0.7×0.6 3.5 8.333 7 0.5 5 順行 1.9×0.8 1.5 0.987 19 0.79 逆行 0.9×0.8 3 4.167 9 0.333 6 順行 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 表3-1 直刃刀片分析 表3-2 圓刃刀片分析 編號 項目 切削面積 切削阻力 cm2 kg 平均切削阻力 切削長度 平均切削阻力 kg/cm2 mm kg/mm 1 順行 2.4×0.5 1.5 逆行 1.4×0.6 2.5 2 順行 1.5×0.7 2 逆行 1.4×0.8 1.5 1.905 16 0.133 1.339 15 0.107 3 順行 1.7×0.3 1.5 0.629 13 0.088 逆行 1.0×0.5 1 2 10 0.1 4 順行 1.8×0.7 2.5 1.984 9 0.139 逆行 0.7×0.6 2 8.477 7 0.286 5 順行 1.8×0.2 1 0.455 19 0.056 逆行 0.9×0.8 2 2.778 9 0.222 6 順行 1.9×0.1 2 0.887 12 0.05 逆行 1.2×0.6 1.5 2.083 12 0.125 平均 1.92 0.133 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鋼。 3.1.2 紅薯在料斗、刀片間被切削的受力分析 紅薯在切削時的受力情況示意圖 1-刀盤 2-紅薯 3-料斗壁 圖3-1 紅薯受力分析圖 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N1.和垂直分力N2，形成一對力矩M1=N2L2,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。 由小時生產效率500kg/h 來確定轉速n (1) 取L=0.5，P=1.033×10×0.001來確定n，則Z是料斗中出現的刀片數量； L是切片厚度； Q是該設備的生產率；s K1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。 3.1.4 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承受的阻力矩積分得： 圖3-2 扭矩圖 (2) (3) 3.1.5 傳動、摩擦等的功率損失 由機械設計上表可得 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—0.7 P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。 3.1.6 選擇電機 根據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。 3.1.7 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?，F分析如下：假設物料道與物料的摩擦系數為0.4,送料道的傾斜角為45°則對物料進行受力分析： (5) 所以 (6) 又 所以 計算作用在軸上的壓力Q (7) （包角：127°計算見后） 3.1.8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 ： （8） 3.2 帶的設計及計算 可用普通V帶或窄V帶，現選普通V帶。 根據，由機械設計手冊查出為V帶為SPZ型帶。 3.2.1 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=50～71 mm，現在取小輪d1=63 mm 由公式： (9) 可得出。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=252雖然n2略有增大，但其誤差小于5%，在允許的范圍內，所以d2=250可以。 3.2.2 驗算帶速V 由公式 （10） 則可以算出V帶的速度V==π63×2000/(60×1000)=8.12 m/s V帶的帶速度5～25 m/s的范圍內，合適。 3.2.3 計算V帶的基準長度和中心距a 查機械設計手冊由其中計算V帶公式： （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，現在取a0=248,由公式 （12） 可以得出中心距在其范圍內，所以取a0=250可以。 查機械設計手冊由式： (13) 可以得出帶長為L=2×250++=1026.3 mm 由機械設計基礎查表13-2選用V帶的型號，對Z型帶選用=1000 mm。再由其公式： (14) 可以確定V帶的中心距a=250—（1000-1026.6）/2=237 mm 3.2.4 驗算小帶輪包角α1 查機械設計基礎由公式 180°-×60° （15） 可以得出 所以得出包角合適。 3.2.5 求V帶的根數 查機械設計基礎由公式： Z= （16） 已知n1=2000 r/min ，d1=63 查表可以得出 P0=1.45 KW 由傳動比i=4 查表13-5得 ?P0=0.45 KW 由α1=132.7° 查表13-7得 =0.87,查表13-2得KL=2.1,由此可得 Z=≈1.81 所以V帶取2根 3.2.6 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=0.07 kg/m由公式： F0= （17） 其中為功率，Z為v帶的根數，V為v帶的帶速， 可以得出F0=≈82.4 N 現在計算作用在帶輪上的壓力FQ ,由公式： FQ= （18） 可以得出FQ=402.5 N 3.2.7 V帶輪的設計 V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，無過大的鑄造內應力，質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡，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。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?？紤]本設計的功率情況和轉速，本設計采用鑄鐵，材料牌號為HT200。 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。 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=63 mm 安裝軸帶輪軸的直徑d=25 mm ∵ dd≤d ∴小帶輪選用實心式 從動輪基準直徑d2=232 mm ∵ dd≤300mm ∴大帶輪選用腹板式 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，根據書上表格可直接得出 基準寬度 基準下槽深度 槽間距 最小輪緣厚 帶輪寬度 帶輪的總長 圖3-3 主動輪 大V輪d=200mm小于350，所以采用腹板式。由其軸徑為35 mm. 基準寬度 基準下槽深度 槽間距 最小輪緣厚 帶輪寬度 帶輪的總長 圖3-4 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。 3.3 軸的選擇 選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據軸上零件的安裝、定位及軸的制造工藝，確定軸的結構如圖3-5： 圖3-5 軸 3.3.1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： （19） 得出 計算軸的輸出力矩T，由公式： （20） 可以得出 T =9550× 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。已經遠大于, 所以取最小軸徑取35 mm。 3.3.2 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=35 mm。帶輪及刀盤采用軸肩定位，且定位高度h>0.07d d2-3=d6-7=42 mm?？紤]此處軸徑，從軸承產品目錄中初步選定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4 mm，所以d4-5=53 mm 由刀盤的尺寸和從動輪的尺寸確定L1-2=25 mm ,L2-8=35 mm。由軸承的尺寸，可以確定L3-4=L5-6=50 mm。有軸承端蓋的結構和傳動軸，確定軸承端蓋的總寬度為20，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取L2-3=30,L6-7=50 mm。根據軸的總體尺寸，取L4-5=130 mm。 3.3.3 軸的校核 求軸上的載荷，首先根據軸的結構，作出軸的計算簡圖。根據軸的計算圖，做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖3-6 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?，F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《機械設計》表14-2,已經算出軸的最小直徑為35 mm，扭矩為36 N.m 所以，可以計算出作用在軸上的力圓周力Ft： （21） 作用在刀片上的力徑向力Fr： （22） 可以得出Fr=166.2 N 根據上面的數據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3-3 截面的彎矩扭矩 載荷 平行于軸 垂直于軸 支反力F 1125 N N 彎矩M MH=34245N/mm 總彎矩 =63999 N/mm =35413 N/mm 扭矩T T2=131759.8 N.mm 3.3.4 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《機械設計》式（15-5），以及上表的數據，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 前面已經選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由《機械設計》表15-1可查得[σ-1]=60 ，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。 3.4 軸承的選擇和校核 3.4.1 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：n=396r/min，預計壽命為8年，工作小時數L預計為24000小時。 3.4.2 軸承的校核 深溝球軸承一般是由內圈、外圈、滾動體和保持架組成。內圈裝在軸上，外圈裝在機座和軸承座上。滾動體與內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。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。 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X、軸向系數Y要根據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《機械設計基礎》表16-11，暫取Fa/C0r=0.17，則e=0.5。 因Fr=288N，Fa =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 （24） P= 計算所需徑向基本額定動載荷值，由公式： （25） =1.2（查《機械設計基礎》表16-9得）； =1（查《機械設計基礎》表16-8得，因工作溫度不高）； 是使用壽命，為24000h 所以： Cr=2910>2900 N C0r=1920 N 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。 3.5 鍵的選擇和校核 4.6.1 鍵的選擇 均為一般聯接，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=35 mm，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=8 mm,高度h=7 mm,取鍵長L=14 mm. 與皮帶輪聯接的鍵的選擇： 此處軸徑為d2=25 mm，同理選用鍵的寬度b=8 mm,高度h=7 mm,取鍵長L=18 mm. 4.6.2鍵的校核 鍵、軸的材料都是鋼，鍵采用靜聯接，沖擊輕微。查《機械設計基礎》表14-1得許用擠壓應 鍵1的工作長度l=L-b=14 -7 =7 mm,鍵與刀盤的接觸高度k=0.5h=3.5 mm查機械設計手冊由公式： = （26） 得出為116 小于所以鍵1的強度合適。 鍵2的工作長度l=L-b=25 -6 =19 mm，鍵與皮帶輪的接觸高度k=0.5h=3mm = （27） 得出為136 小于所以鍵1的強度合適 T——傳動的轉矩N·m k——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 l——鍵的工作長度mm d——軸的直徑 4. 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。 考慮到本設計的臥式切片機的切削物料以紅薯等作物為主，刀片的長、寬應接近作物的尺寸了?？紤]到平帶是圓周運動，因此我設計在每隔一定的距離安裝一把刀片，有效的利用圓周運動，大大的提高工作效率。在整個刀座上裝有2把刀片，即在平帶運動一周的時間內，刀片切削2次。刀片的尺寸為長取105mm，寬取53mm。，用鉚釘將刀片鉚上去。鉚釘的大小選?。翰捎贸令^的型式，。 圖4-1 刀片 刀盤是鑄造而成，要求其質量分布均勻，保證轉動的平穩(wěn)性。 5 入料斗的設計及葉輪的設計 入料斗是保證進料順利，同時起定力刃的作用，根據本機構的整體特點，入料斗設計成傾斜的矩形狀，這樣物料可以出重力自動下滑，入料斗和葉輪之間的距離不能太大或太小，必須保證切片的厚度， 所以設計入料斗與刀盤之間的距離為100m m左右?，F考慮如何讓莖塊進入料斗后能順利下滑，來完成切割工序，首先查表得到物料與物料之間的摩擦系數為0.4， 在分析莖塊在料斗中的受力情況。要讓莖塊能順利下滑，必須要求向向x軸的投影在x軸的正方向上， 那樣莖塊才能順利下滑，那么就必須要求ɑ>δ，斜坡角度的確定過程如下： 要想讓莖塊能順利下滑的話， 那么必須，也就是說ɑ>δ時莖塊就能順利下滑， 得到，而， 所以取°，也就是說料斗的傾斜角度 圖5-1 入料口 6 機架的設計 6.1 機架設計要求 機架起到在機器中支承或容納零、部件的作用，機架的設計主要應保證以下三點： 足夠的強度和剛度； 形狀簡單，便于制造； 便于在機架上安裝附件等。 絕定機架工作能力的主要準則是剛度。在臥式切片機的中剛度決定著切片機的生產效率和切削精度。 強度是評定重載機架工作性能的基本準則。機架的強度應根據機器在運轉過程中可能發(fā)生最大載荷或安全裝置所能傳遞的最大載荷來校核其靜強度。此外還要校核其疲勞強度。機架的強度和剛度都需要從靜態(tài)和動態(tài)兩方面來考慮。動剛度是衡量機架抗震能力的指標，而提高機架抗振能力應從提高機架構件的靜剛度，控制固有頻率，加大阻尼等方面著手。 機架受壓結構及受壓彎結構都存在失穩(wěn)問題。有些構件制成薄壁腹式也存在局部失穩(wěn)。穩(wěn)定性是保證機架正常工作的基本條件。必須加以校核。 為了滿足穩(wěn)定切片和切削效率的要求，本設計的臥式切片機采用機座機箱鑄成一體使得整體的結構更加簡單、合理、穩(wěn)定，減少震動。 6.2 機架材料的選用及壁厚選擇 鑄造機架常用材料： 鑄鐵：鑄鐵流動性好，體收縮和線收縮小，容易獲得形狀復雜的鑄件。鑄鐵的內摩擦大、阻尼作用強，故動態(tài)剛性好。另外還有切削性能好、價格便宜和易于大量生產等優(yōu)點。鑄鐵主要 有灰鑄鐵、球墨鑄鐵。 鑄造碳鋼：鑄鋼的彈性模量大，強度也比鑄鐵高，故用于受力較大的機架。由于鋼水流動性差，在鑄型中凝固冷卻時體收縮和線收縮都較大，故不宜設計復雜形狀的鑄件。 鑄造鋁合金：鋁合金密度小、重量輕，通過熱處理強化，具有足夠高的強度、較好的塑性，良好的韌性。 材料的選用，主要是根據機架的使用要求。本設計中的離心式切片機的形狀較復雜。鑄鐵的鑄造性能好、價廉和吸振能力強，應用也最廣。焊接機架具有制造周期短、重量輕和成本低等優(yōu)點。由于本設計的機架結構較為復雜，為了滿足支撐其它各零件的要求，本離心式切片機機架各零件零件采用HT200，整體選擇焊接的方式。壁厚選擇當機架零件的外廓尺寸一定時，因而在滿足強度、剛度、振動穩(wěn)定性等條件下，應盡量選用最小的壁厚。 6.3 機架整體設計 機架整體應起到固定及連接各零件的作用。機架由以下幾部分組成：支腿、底板、電機護罩、輸出滑板、機殼、刀片座、連接板、支板、連接板、固定箱、固定箱蓋。 7 機體結構的設計 機體就是由機座和箱體焊接而成，材料為HT200,箱體的安裝傳動軸的， 為了減少整個機體的重量，采用機座把箱體支撐起來， 再把箱體和箱蓋相連接，使得整體結構更簡單、合理、穩(wěn)定，減少震動。 機座的下面安裝電機，將帶輪設置在機體外面，這樣方便調節(jié)比帶輪的松緊，檢查皮帶的安裝是否正確到位。 本設計的優(yōu)點 本機構主要是針對中小型場合而設計的， 它可以對多種莖塊類作物進行工作，且有較高的生產效率。同時該設備結構簡單，體積比較小，重量比較輕，生產率處于大型機械與手工勞動之間，適合勞動作坊等小場合。 圖7-1 焊接圖 結 論 本機構主要是針對中小型場合而設計的,它可以對多種莖塊類作物進行工作,且有較高的生產效率。 本機構主要內容： 1切片機研究的目的、意義、國內外研究的動態(tài)； 2切片機總體方案的擬定和主要參數的設計計算； 3 切片機傳動方案的確定及設計計算， 主要工作部件的設計； 4 切片機受力零件的強度或壽命校核計算；5 切片機裝置總圖、部件圖、零件工作圖的繪制。由于本設計因為個人知識有限，本切片機采用臥式刀盤，因此在切片的過程中難免會出現切片厚度不均勻的情況，還有就是本切片機占空間大。設計的切片機結構比較簡單。主要改進措施是為了解決不均勻的問題，解決方案是： 在切片過程中始終保持切片的物體壓緊，使其不跳動、不滑移。 致 謝 畢業(yè)設計是一項艱辛的任務，但在老師的精心指導和同學們的熱心幫助下圓滿完成。在此向各位指導老師、特別是向孟煒老師表示感謝。同時,也要感謝在論文寫作過程中，幫助過我、并且共同奮斗四年的大學同學們，能夠順利完成論文。在整個設計過程中，自己所學知識得到了鞏固、完善，并且孟煒老師治學嚴謹、踏實沉穩(wěn)的學風，在我的學習、生活中產生了積極作用，也使得本次設計能夠順利完成。 通過這次畢業(yè)設計，我從中收益良多。在設計過程中，使我將在大學所學到的理論知識系統(tǒng)地聯系在一起，了解了機械設計的方法和流程，特別是怎樣思考問題和解決問題，使得我所學的知識，得到一次比較全面地鞏固。同時通過這次設計提高了自己的自學能力，從而學到了很多以前沒有接觸過的新知識，為以后能更好地從事這項工作奠定了良好的基礎。由于我的學術水平有限，所寫論文難免有不足之處，懇請各位老師和學友批評和指正！ 參考文獻 [1] 王先逵.機械制造工藝學[M].北京：機械工業(yè)出版社.2013.1 [2] 聞邦椿.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社.2010.100-125 [3] 李國斌.機械設計基礎[M].北京：機械工業(yè)出版社.2010.79-121 [4] 濮良貴,紀明剛.機械設計[M]. 北京：高等教育出版社第八版. 143-272 [5] 王 與,王順喜.飼料粉碎機發(fā)展現狀分析[R]. 北京：糧食與飼料工業(yè) 2007，10 [6] 王 昆,何小柏,汪信遠.機械設計課程設計[M]. 北京：高等教育出版社 1996 年版 130-152 [7] 劉曼茹.錘片粉碎機的研究[J]. 北京：農業(yè)機械學報，l990，3(54) [8] 沈長山.飼料粉碎粒度對營養(yǎng)和加工成本的影響[J]. 北京：糧食與飼料工業(yè).2000，4 [9] 王衛(wèi)國.飼料粉碎粒度最新研究進展[J]. 北京： 稂食與飼料工業(yè) 2001，11 [10] 沈再春.農產品加工機械與設備[M].北京.中國農業(yè)出版社.1993. 75-82 [11] 李良藻,湯楚宙.農產品加工機械[M].長沙：湖南教育出版社，1989. 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