切菜機說明書

小型切菜機——《機電產品創(chuàng)新設計》課程設計說明書學姓號：100210108名：姜宏同組成員：于培、姜宏、王瓊、魏鵬娜指導教師：千學明i摘要本作品為廚用電器，主要用于切菜，適用于小餐飲商戶，由小型給的蔬菜。使用時只需開將菜放入，打開電源，合上進給開關，即可自動切菜。機子配備了幾套刀具可將日常蔬菜如土豆，蘿卜，黃瓜等根菜切割成絲，片，條，丁，還可將芹菜，韭菜等葉段切，通過變換刀具可得到不同形狀大小的菜品。機形小，功能多，效率較高。i目錄摘要…………………1一、11．1市場調研…………………11．2產品功能…………………3二、方案設計……………………42．1切菜機的原理和應用分析………………42．1．1切片運動形式的選擇…………………42．1．2切菜機技術條件………52．2多功能切菜機方案確定…………………62．2．182．2．2進給方案的選擇………92．3．19三、結構設計……………………103．1方案一……………………83．2方案二……………………93．2．1方案簡介……………93．2．2工作原理……………103．2．3刀架與刀具…………123．3方案三…………………143.4技術設計…………………153.4.1技術要求………………153.4.2電機的選擇……………153.4.3帶傳動的設計…………163.4.4齒輪的設計……………203.4.5軸的設計…………·…23四、參考文獻……………………28致謝………………301．1市場調研切菜是日常飲食的一項必要環(huán)節(jié)。居家環(huán)境下，由于需求量小，切菜工作可以手工完成。而對于工作量較大，追求高效率的情況，則需要機器來輔助人們完成這項工作。市面上的切菜機種類繁多，但大都使用離心的原理，使菜品旋轉并于一定的力與固定的刀片接觸摩擦致蔬菜被切碎。使用離心原理的缺點是噪音大，機器震動大，而且體積很難壓縮。因此我們小組將題目建立在這一缺點上進行研究。21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機械化和自動化是社會發(fā)展必然趨勢。隨著經濟的發(fā)展,人們物質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、高生產率的食品切菜機，它代表了食品機械發(fā)展菜市場、果品廠、醬菜廠、廠礦、機關、學校、旅店食堂等等。目前，國內生產切菜機的廠家不多，現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1200700300MM,外形尺寸：送料槽：長×寬=1000×140MMCHD40型推桿式切菜機QD-DLC2智能型蔬菜切割機；QCJ-Ⅰ型多功能切菜機TW-801A多功能切菜機,機器尺寸：1160（）×530（W1000（H）(mm)機器重量：135KG切割尺寸1-60mm(葉菜部產量：300-100kg/HR電源：220V單相馬力：3/4HP皮帶寬：120mmDQ180ADQ180B多功能切菜機；CHD40型料斗式多功能切菜機；作為EMURA的主力產品,其最新推出的多功能切菜機ECD-202,CHQC-100DI型多功能切菜機規(guī)格470410×620mm符合Q/WHS02-2001技術條件要求；JW-301/頻率：230-240V/50-60HZ功35W重量：2kg線長:18m尺寸：120342×210(mm)大箱尺寸:445420490(mm)等，模擬手工切菜機為多。這些廠家生產的切菜機的主要不足是功能少和價格高昂，因此設計多功能的高效率而體積小的多用切菜機是十分必要的。本文介紹了一種可以切蔬菜，加工多種食品的多功能切菜機，而且生產率很高，尤其適合小型的飲食行業(yè)的使用。1．2產品功能本產品面向中小餐飲店面，通過將直線進給將蔬菜與旋轉的刀具相接觸，從而達到切削效果。最終被指定容器收集。刀具旋轉可手搖可使用電機帶動，體積小，噪音低，成本低廉，節(jié)約人力提高效率。二、方案設計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模擬人手動作的。目前，國內外的切菜機的切片運動形式主要有兩種：（）刀具回轉和物料直線進給式；（）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，切片質量差。2．實現刀具運動的機構比較損，機器壽命長。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．生產率比較刀具回轉和物料直線進給式，由于無沖擊、振動小，可以高速切片，因而生產率高。大，切片速度提高受到限制，所以生產率低。由于上面分析比較可以得出如下結論：刀具作回轉運動切片時，切片質量好，生產率高，切形多樣化（可通過不同種類的圓盤刀具來片運動形式。2．1．2切菜機技術條件1．設計、制造技術要求()切菜機應把傳動部件與切制菜料的工作部分嚴格隔開。()應有安全裝置和措施。()手動進料應有限位措施，并與機動進料間應有互鎖裝置。()旋轉刀具及旋轉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：()成型菜料應形狀規(guī)整，均勻，穩(wěn)定。()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。()在進料，切割，出料的過程中，菜料應順利通暢，不得有諸塞現象。()整機應運動平穩(wěn)，不允許有異常音響，發(fā)熱，沖擊，卡死，漏油等現象。2．2多功能切菜機方案確定2．2．1刀具方案選擇經過初步的原理討論分析，我們提出了兩種不同的刀具方案，一種為裝在圓桶刀架上的弧形刀片，如圖另一種為盤形刀片上圖分別為葉菜部-切絲刀盤、根菜部切丁刀盤。由于盤形刀片刀片面積利用率低，圓盤體積過大，且不易實現直線進給，導致效率無法提高，我們更加傾向于弧形刀片方案。2．2．2進給方案的選擇常用的進給方案是直線進給和離心進給。離心進給為市面上常見的切菜機所采用的進給方式，使菜品旋轉并于一定的力與固定的刀片接觸摩擦致蔬菜被切碎。使用離心原理的缺點是噪音大，機器震動大，而且體積很難壓縮。我們提出了兩個直線進給的方案，分別是：(1)依靠彈簧彈力來推動蔬菜不斷向切削刀刃移動(2)理類似于普通車床的進給方式，優(yōu)點在于可以較好的調整速度控制進給量，改變切削尺寸。2．3．1控制方案的選擇用電路控制電機，實現變速和切換進給方向。三、結構設計3．1方案一下圖所示：使蔬菜源源不斷的進入刀架，將放入的菜一次完成切削。3．2方案二方案二作為主要方案，采用了弧形刀片和創(chuàng)新的絲杠傳動裝置，是方案一的改良與完善。3．2．1方案簡介推板、絲杠、齒輪系組等組成。①絲杠②切換鈕③齒輪系④外殼體⑤電機底座⑥刀架⑦弧形刀具3．2．2工作原理機構工作原理圖通過絲杠轉動，使推板推動蔬菜向前進給，當推板推動至距離環(huán)形刀架距離最近的極限位置時，即可撥動“切換鈕”使絲杠反向轉動，推板即可回復至圖示原始位置，再次向進菜口3．2．3刀架與刀具線性陣列的鋒利刀面可以將塊狀根莖蔬菜切成條狀，有序地從刀具的背面排出至圓筒形刀架中心處，從縫隙處排出至收集容器內。到刀具的清洗以及更換。更換刀具后可以有更多的切削尺寸選擇。我們設計了箱體用來保護齒輪系，外部的切換鈕可以切換內部齒輪系的嚙合方式，改變輸出的轉動方向。齒輪系與絲杠通過錐齒輪嚙合傳動，絲杠帶動推板運動。高速旋轉的絲杠通過軸承固定在外殼體上。3．3方案三方案三采用了水平放置的削完成后通過下方的容器收集，由傳送帶送出。①外殼②蓋子③馬達④傳送帶⑤盤形刀片3.4多功能切菜機技術要求本設計的各種技術參數如下：1.電機額定功率：小于1kW。2.外形尺寸：小于1300700×1100mm。33.切片厚度調整范圍：1-30mm可調。4.生產率：30-500kg/h5.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。3.4.2電動機的選擇本設計選擇電動機型號為Y802-4；額定功率：0.75kW額定轉速：1390r/min最大轉矩：5.8N·m3.4.3帶傳動的設計計算一、帶一的計算1.確定計算功率PcaPcaKP1.10.3kWA載荷變動由[1]帶傳動工作情況系數表查得K1.1A2.選擇帶型根據計算功率kW，小帶輪轉速因此選擇Z型窄V帶。r/minn140013.確定帶輪基準直徑。）依據[1]初選小帶輪的基準直徑d71mmd1)驗算帶的速度vdnd1171v15.2ms在5～25m/s標準范圍之間)確定中心距a和帶的基準長度。依據帶傳動帶幾何關系，計算所需帶的基準長度Ld(dd)(3557450022L2a(dd)2500(3551709.5d2d124a2d00d1d20mm依據[1]基準長度系列，選擇帶長為1700mm。4.驗算主動輪上的包角。57.3(dd)1d2d15.確定帶的根數。KPPcaZAPr(PP)KK00L(3.1)式中包角系數依據[1]查得長度系數依據[1]查得K0.91KK1.18LL單根V帶的基本額定功率查[2]得=0.294kWP0P0查[2]得=0.03kWpp001.10.3(0.2940.911.18根Z1故取1根Z型窄V帶。6.確定帶得預緊力。F0(2.5K)Pca0.330.915.2(2.5（F）5000minqv5000.15.258.14KZv2211N8.計算帶傳動作用在軸上的力。147.454N115.34F2sin2158.14sin22P0結論：選擇Z型窄V帶，兩個可調帶輪的基準直徑為，兩可調帶輪之間的中心距為，帶長1700mm71和355mm二、帶二的計算1.確定計算功率PcaPcaKP1.10.40.44kWA載荷變動由[1]帶傳動工作情況系數表查得K1.1A2.選擇帶型根據計算功率kW，小帶輪轉速r/minn14001因此選擇Z型窄V帶。3.確定帶輪基準直徑。）依據[1]初選小帶輪的基準直徑d71mmd1)驗算帶的速度vdnd1171v15.2ms在5～25m/s標準范圍之間)確定中心距a和帶的基準長度。依據帶傳動帶幾何關系，計算所需帶的基準長度Ld(dd)422L2a(dd)21769.54d2d124a2d00d1d20mm依據[1]基準長度系列，選擇帶長為1800mm。4.驗算主動輪上的包角。57.3(dd)1d2d15.確定帶的根數。KPPcaZAPr(PP)KK00L(3.1)式中包角系數依據[1]查得K0.95長度系數依據[1]查得KK1.18LL單根V帶的基本額定功率查[2]得=0.294kWP0P0查[2]得=0.03kWpp001.10.4(0.2940.951.18根Z1故取1根Z型窄V帶。6.確定帶得預緊力。F0(2.5K)Pca0.33(2.5（F）6150minqv6150.15.287.61KZv220.9255.211N8.計算帶傳動作用在軸上的力。160.527F2sin2187.61sin173.18N22P0結論：選擇Z型窄V帶，兩個可調帶輪的基準直徑為1800mm71和280mm3.4.4齒輪的設計計算1.選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級4540，調質并表面淬火，HRC4045用7Z1=24,大齒輪齒數Z2=482.按齒面接觸強度設計1、確定公式內的各計算數值()小齒輪傳遞的轉矩：P0.4N·mm1.0614T6161n1()初選，則。zziz2121(查[2]由材料硬度選擇齒寬系數。d(4)由表查得材料的彈性影響系數Z189.8MPa12。E（5）由圖按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa550MPaHmin1Hmin2（6）應力循環(huán)次數Nn410811h2.592108N1.29610822(7)接觸疲勞壽命系數K1K1.1HN1HN2(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，則有：KHN11600600SH1K550MPa2SH22、計算1）試算小齒輪直徑，代入中較小的值：dtH11.31.0613189.8KTu1Z4dt(u[])2()2t13312dHmm經查表，取d40mm1（2）計算圓周速度vdn11v0.753ms(3)計算齒寬bmmbd14040d1b(4)計算齒寬與齒高之比hdz4024模數mmm1.671t1齒高mmh2.25m3.75tbh(5)計算載荷系數根據v=0.753m/s,7級精度，由圖查得動載系數K1.05；V直齒輪，；KK1FH由表查得使用系數；K1A由表用差值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時；K1.309Hb由=10.67，查圖得；故載荷系數K1.309K1.25FhHKKKKK11HHAV3.按齒根彎曲強度設計2YY(彎曲強度設計公式為m)1[]3z2Fd11、確定公式中的各計算數值（1）由圖查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪500MPaFE1彎曲疲勞強度極限380MPaFE2（2）由圖取彎曲疲勞壽命系數KKFN10.88FN2（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,KFN10.851.4[]F1303.57a238.86aFE1SK20.881.42[]SF2(4)計算載荷系數KKKKKK11FFAV(5)查取齒形系數由表查得YY2.332a1Fa2(6)查取應力校正系數由表查得YY1.692a1Sa2(7)計算大、小齒輪的YY,并加以比較FaSa]F2.651.58303.57YY0.01379a11]F12.3321.692238.86YY0.0165Fa2Sa2]F22、設計計算21.31251.0611041242m0.01650.9273根據模數系列查得m應取1；d小齒輪齒數zm111大齒輪齒數ziz24080214.幾何尺寸計算1、計算分度圓直徑dzm14040mm；dzm18080mm；11222、計算中心距ddmma12223、計算齒輪寬mmbd14040d1a=60mm寬；mm，b1b2分度圓,mm。d80d123.4.5軸的結構設計計算1.軸徑的初步估算由材料力學可知，軸受轉矩的作用時，其強度條件為：P9.55106Pnmm3.7）dA330.2n0:—軸剖面中最大扭轉剪應力（—軸傳遞的功率（kWn—軸的轉速（—許用扭轉剪應力（C—由許用扭轉剪應力確定的系數；d—軸的直徑（查[2]得C的值為106。由公式（3.7）得：mm14.6d11231802.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。3.軸的受力分析（見圖3.3）（）由齒輪的計算可知：21103T2切向力1200NF1d35t1徑向力FFtan20Nrt軸承總的支承反力為：N436.76NNN2222tr圖3.2軸結構圖和軸受力分析圖4.軸的強度校核已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭理論，計算應力22ca是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數，則計算應力為（）422ca由于扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，所以=0.6。則軸