机械毕业设计（论文）-药材切片机的设计【全套图纸】 .doc

湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计药材切片机的设计design of medicinal slicer全套图纸，加153893706学生姓名：学 号：200741914228年级专业及班级： 2007级机械设计制造及其自动化（2）班指导老师及职称： 湖南长沙提交日期：2011年5月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词11 前言11.1 选题的背景和目的51.2 圆盘式剪切机国内外的发展现状51.3 剪切机设计内容和方法62 电动机的选择72.1传动装置总体传动比的确定及传动比的分配72.2确定各轴转速、转矩72.2.1转速计算72.2.2转矩计算73各齿轮的设计计算83.1减速器内锥齿轮的设计计算83.1.1选定齿轮精度等级、材料热处理方式及齿数83.1.2按齿面接触疲劳强度计算83.1.3齿轮部分相关参数103.1.4校核齿根弯曲疲劳强度113.1.5锥齿轮转动数据汇总123.1.6核算转速，转矩133.1.7锥齿轮结构示意图134 轴的设计144.1 小锥齿轮轴（轴）的设计144.1.1作用在小齿轮上的力144.1.2小齿轮轴上的参数144.1.3 初步确定轴的最小直径144.1.4 联轴器的选用144.1.5轴的结构设计154.1.6求轴上的载荷174.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度184.2 大锥齿轮轴（轴）的设计184.2.1作用在大齿轮上的力194.2.2类似轴的设计过程194.2.3轴的结构设计194.2.4求轴上载荷214.2.5 按弯扭矩合成应力校核轴的强度224.2.6 精确校核轴的强度225轴承和键的选择 235.1 轴承的选取 235.2.键的设计和计算256 刀盘刀片设计267 总结 28参考文献29致谢 30药材切片机的设计学 生： 指导老师： (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：本文以药材加工为背景，针对药材大都收工切片的现状，通过查找大量相关文献资料和观看已有药材切片机产品结构，综合它们的优缺点加以比较，设计出了一种适合药材零售商和批发商的小批量加工，切生产率介于大型切片机和手工加工之间的小型切片机。该药材切片机结构紧凑，重量轻巧，工作过程平稳，价格相对较低，适合大部多数药材加工的需求。关键词：中药饮片；设计；切片机design on section cutter for medicicanl materialsstudent: tutor:(oriental science technology college of hunan agricultural university, changsha 410128)abstract:in this paper, the background processing of medicinal herbs, most call it a day for the medicine section of the status quo, by looking for a large number of related documents and view the product structure has medicinal slicer, integrated to compare their advantages and disadvantages, design a retail and wholesale for medicinal herbs batch processing of small business, cut between the productivity of large sections between machine and manual processing of small slicer. the medicine slicing machine compact, lightweight, smooth work process, the price is relatively low for most of the needs of most medicinal herbs processing.朗读显示对应的拉丁字符的拼音字典key words:chinese herbal medicine;design;section cutter1.前言1.1 选题的背景和目的剪切机有各种类型，平刃剪、斜刃剪、圆盘剪和飞剪。平刃剪用于剪切方坯，斜刃剪用于剪切板材，而圆盘剪广泛用于纵向剪切厚度小于2030毫米的钢板及薄带钢。而飞剪用于剪切运动着的轧件，其剪刃有平刃、斜刃和圆盘式飞剪。圆盘式剪切机由于刀片是旋转的圆盘，因而可连续纵向剪切运动钢板和带钢。圆盘式剪切机通常设置在精整作业线上用于将运动着的钢板纵向边缘切齐和剪切或者切成窄带钢，根据其用途可分为剪切板边的圆盘剪和剪切带钢的圆盘剪。剪切板边的圆盘剪，每个圆盘刀片均以悬臂的形式固定在单独传动的轴上，刀片的数目为两对。这种圆盘剪用于厚板精整加工线。板卷的横切机组和连续酸洗机组等作业线。剪切带钢的圆盘剪用于板卷的纵切机组，连续退火和渡锌机组等作业线上。将板卷切成窄带钢，作为焊管坯料和车圈的坯料等。这种圆盘剪的刀片数目是多对的，一般刀片都固定在两根公用的运动轴上，也有少数的圆盘刀片是固定在独立的传动轴上的。这次选圆盘式剪切机作为设计题目是在对1700横切机组的调研的背景下进行的。1700横切机组使用多年，其中圆盘剪使用过程中存在一些问题。该厂对该剪切机也进行了多次改造。圆盘剪使用过程中传动系统精度底，径向调整机构和刀片侧向调整精度低，迫切要求更新和改造设计。这次设计的目的就是通过设计对主轴传动系统，刀片侧向调整机构，特别是各个机构中的传动部分进行设计。通过设计过程掌握圆盘剪单体机械设备的设计方法，使所学的理论知识和实际结合起来，提高设计能力，独立分析能力和绘图技术，进行规范化的的训练为今后的工作打下有力的基础。1.2 圆盘式剪切机国内外的发展现状 剪切机有下列几个机构组成：刀盘旋转传动系统，刀盘径向调整和刀片的侧向调整，剪切宽度的调整等。剪切宽度的调整实际上就是对机架的距离调整。早期圆盘式剪切机速度较低，圆盘式剪切机刀片旋转是用电机通过齿轮传动，以及和万向连接轴来实现的。刀盘径向间隙调整用电机通过蜗杆蜗轮传动是偏心套转动来实现的。而刀片侧向间隙是 用手动通过蜗轮传动使刀片轴轴向移动来完成的。圆盘剪后设置碎边剪，将剪切下来的板边剪成碎段送到下面的滑槽中，也可对剪下来的薄板边用卷取机卷起来，然后停车卸卷。为了使切下来的板边的钢板平直，在出圆盘剪时切边应向下弯曲，现在采用上刀片轴相对下刀片轴移动一个不大的距离或者上刀片直径比下刀片直径小一些来实现。分条圆盘剪为了提高工作效率，从而采用了两套机架，轮流使用，整体更换使设备的维修性提高，但投资费用大。1.3 剪切机设计内容和方法1、通过靠工厂调研，了解同类圆盘剪生产中存在的问题，查阅相关资料掌握圆盘剪的发展现状。2、制定圆盘剪设计方案，在认真研究，有创新和改进，方案合理，并进行方案评述。3、进行设计计算，保证机件强度和刚度，计算公式采用要有依据。4、画出总图，部分部件图和零件图，利用计算机绘图。5、对设计中控制系统提出要求，选择润滑方法。6、试车方法和维修技术，保证维修方便。7、对设备进行经济分析和评价，降低设计成本。2电动机的选择其技术数据如下：额定功率：0.75kw，满载转速：1400r/min 。电机所需功率为p=p/=19001.3/10000.759=3.25kw。根据2.2转速转矩计算，电动机轴转矩td=5.1nm 各转动轴功率p1=0.72kw p2=0.68kw，所以确定y系列电动机。y系列三相异步电动机具有国际互换性特点其中，y系列（ip44）电动机为一般用途全封闭自扇式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘铁屑等杂物侵入电电动机内部之特点，b级绝缘，工作环境不超过40c相对湿度不超过95，海拔不超过1000m，额定电压220v，频率50hz。适用于无特殊要求的机械上。这里即选用此系列电动机。查取电动机参数。比较选择y系列三项异步电动机在2.2节中求出工作机至少需要功率3.25kw，在不小于此功率前提下，选取额定功率至少4kw的电动机，有如下备选型号y112m-2，y112m-4，y132m1-6，y160m1-8，其中y112m-2型磁极少体积小，价格较低，但其转速高会使传动比增大；y160m1-8型转速低，磁极多，重量大，成本高，这两种电动机不宜在此处选用，通过比较选用y112m-4-b3型电动机。扭转转矩：2.2，额定转矩：2.32.1传动装置总体传动比的确定及传动比的分配总传动比 2.2确定各轴转速、转矩2.2.1转速计算1) 小锥齿轮轴转速2) 大锥齿轮转速2.2.2转矩计算1) 对电动机轴：2) 对各转动轴：功率： 转矩： 3各齿轮的设计计算3.1减速器内锥齿轮的设计计算3.1.1选定齿轮精度等级、材料热处理方式及齿数本运输机工作速度、功率都不高，故选用8级精度。1) * 选择小齿轮材料为40gr，调质处理，硬度270hbs，大齿轮材料为45号钢，调质处理，硬度为230hbs，二者硬度差为40hbs。2) 选取小齿轮齿数z1=20，*初步确定传动比为u1=1.9则大齿轮齿数z2= u1 z1=1.92038此时传动比3.1.2按齿面接触疲劳强度计算锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行计算。3.1.2.1设计齿轮 1) 初拟载荷系数，取齿宽系数2) 弹性影响系数查得3) 应力循环次数使用期：4) 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为：小齿轮：；大齿轮：5) 接触疲劳强度寿命系数*，选用线型1（允许少量点蚀）查得：；6) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由课本式10-12得 3.1.2.2参数计算1) 试计算小齿轮（大端）分度圆直径，代入较小的有： 2) 计算平均圆周速度由*，求平均分度圆直径3) 计算载荷系数使用系数：由*，取动载系数：由*，按9级精度查取，齿间载荷分布系数：取1齿向载荷分布系数：其中，轴承系数由*查得所以综上，载荷系数4) 校正分度圆直径，由* 模数取标准值m=4mm3.1.3齿轮部分相关参数1) 由分度圆直径计算齿轮2) 最终传动比3) 由齿数球分度圆直径4) 锥距r，由* 齿宽圆整取 5) 计算 * 则3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度1) 确定弯曲强度载荷系数，与接触强度载荷系数相同2) 确定齿形系数，应力校正系数，*： 3) 确定弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，寿命系数查*查得： 疲劳极限应力，由*查得： *可求出许用应力 4) 校核弯曲强度轮齿所受切向力，由*，有 *校核 弯曲强度满足要求。以上所选参数合适，至此减速器内锥齿轮转动设计完毕。3.1.5锥齿轮转动数据汇总表3-1 齿轮的参数12table 3-1 gear parameters 12名称代号小齿轮大齿轮 分度圆直径d80152 齿数z2038 大端模数m4 节锥角27.759o62.241o 锥距r85.882 齿宽b26 齿距p12.56 工作齿高h6.8 齿高h7.552 齿顶高4.5282.272 齿根高3.0245.28 顶隙c0.725 齿跟角2.017o3.518o 齿顶角3.018o1.515o 顶圆锥角30.777o63.756o 跟圆锥角25.742o58.723o 齿顶圆直径88.014154.116 冠顶距73.89137.989 大端分度圆弧齿厚s7.5834.977 法向侧隙46齿轮材料为20cr且经渗碳淬火，接触材料系数：khc=0.86 弯曲材料系数 kfc=0.97。 考虑小齿轮的分度圆直径相对于传动轴的直径差别并不是很大，而且为了保证更好的传动精度，在本次设计中将小齿轮和传动轴设计成一个齿轮轴。齿轮轴上的小齿轮与大齿轮安装时保证它们之间存在一定的间隙，这个间隙用铅丝检验，保证间隙不小于0.16mm并且不大于0.64mm。3.1.6核算转速，转矩表3-2 各轴运动、动力参数表table 3-2 of the axis, dynamic parameter list参 数转速n（r/min）功率p(kw)转矩（）轴14401.94419.52轴571.662.77046.28轴87.602.687293.023.1.7锥齿轮结构示意图图3-3 锥齿轮结构示意图figure 3-3 schematic diagram of bevel gear4 轴的设计4.1 小锥齿轮轴（轴）的设计4.1.1作用在小齿轮上的力切向力：前面已求出径向力：轴向力：4.1.2小齿轮轴上的参数表4-1 小齿轮轴参数表table 4-1 parameter table pinion shaft功 率转 速扭 矩4.1.3 初步确定轴的最小直径先按*初步估算轴的直径，这里选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据*，取，于是有 安装联轴器处轴的直径最小4.1.4 联轴器的选用为减小传动间的振动，使传动更平稳，及补偿电动机轴与小齿轮轴可能存在的相对位移并根据传递功率、转矩的大小这里选用弹性套柱销联轴器。由课本有，连轴器的计算转矩公式：查*，取，则有：根据，查手册（gb/t4323-2002），*已知电动机输出轴直径为28mm，而能与28mm轴配合的弹性套柱销联轴器的最小型号为lt4，此型联轴器的最小孔径为20mm，这里就选用lt4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，与小齿轮配合的半联轴器孔径，所以轴段-直径为，半联轴器长度l=52mm，与轴配合的毂孔长度l1=38mm。图4-2联轴器示意图figure4-2 coupling diagram4.1.5轴的结构设计4.1.5.1拟定轴上零件的装配方案通过对轴及轴系零件的安装的可行性，难易程度的比较，对轴上零件的定位，轴的结构工艺性优劣的分析，以及对现有方案的类比，现使用如下装配方案： 图4-3 装配方案图figure 4-3 figure assembly scheme4.1.5.2根据轴向定位的要求，硬度轴各段直径和长度1) 前已得到，半联轴器右端以轴肩定位，所以取，连轴器左端用轴端挡圈定位，型号为：挡圈gb/t891 28，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比l1略短，现取。2) 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，查取手册表6-7，由轴承产品目录中初步取基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸。故， ，3) 轴承端盖的总宽度为25mm，根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与半 联轴器右端面间的距离l=30mm故取4) *由轴承的轴向定位需求取，长度初步取为5) 安装小锥齿轮处轴段的直径由*，齿轮轮毂长计算式l=(11.2)d，即l=1.222=26.4mm。但，小齿轮齿宽已为32mm，所以轮毂长应大于32mm，于是取轮毂长为40mm也由手册表11-7，可求出轮毂外径：。圆整取。小齿轮与箱体内壁应有一定距离避免干扰，同时小齿轮与轴承的距离应尽量小，以改善受力，综合考虑，取，小齿轮右端伸出轴右端2mm，小齿轮与轴承间用一挡油环定位。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器于轴的周向定位全采用平键连接。*，轴-段使用键位gb/t 1096键 6625，半联轴器与轴向配合为；轴-段使用键为gb/t 1096键 c6636，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮毂与轴的配合为；滚动轴承周向定位由过渡配合保证，选用轴直径的公差为m6。4.1.6求轴上的载荷图4-4 小齿轮轴上载荷图figure 4-4 pinion shaft load diagram对于30206型圆锥滚子轴承，由*查得a=13.8mm。固此可求得作为筒与梁的轴的支撑跨距l2+l3=87mm+49mm=136mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图（b）(c) (d)所示。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。截面c处的各种受力值列表如下：表4-2 截面c处的受力参数列表table 4-2 cross-section c at the force parameter list载 荷垂直面v水平面h支反力f（n）弯矩总弯矩扭矩4.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度这里只校核危险截面c的强度。*及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循动循环变应力，取折合系数首先计算截面c的抗弯截面系数w 轴的计算应力 该轴材料为45号钢，调质处理，由*查得许用应力因此，故安全。4.2 大锥齿轮轴（轴）的设计4.2.1作用在大齿轮上的力 由前对小齿轮受力的计算结果及两齿轮间的作用与反作用对应关系有：大齿轮上运动动力参数功率 转速 4.2.2类似轴的设计过程初步估算最小直径 安装输出联轴器的直径最小4.2.3轴的结构设计4.2.3.1拟定轴上零件的装配方案（见图4-3）4.2.3.2根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴右端制出一轴肩，故取段的直径左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d28mm，段 的长度应比略短，取。2) 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚动轴承，参照工作要求并根据，查*初步选取：基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚动轴承30206，其尺寸，故；滚动轴承采用长为10mm的挡油环右端定位，取。由手册查询，取3) 取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮左端以轴套定位，轴肩的高度h0.07d，取h=4mm，则轴环直径。轴环宽度，取。4) 轴段参考前一根轴设计原则，取5) 考虑齿轮与箱体壁间距，与轴承的安装，取，齿轮轴与轴承间的挡油环长度取15mm，外径取40mm6) 综合考虑，减速器的对称及空间需求取至此，以初步确定了轴的各段直径和长度。图4-5 大齿轮轴结构示意图figure 4-5 schematic diagram of the gear shaft7) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由手*得所选平键尺寸，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，选取轴的直径尺寸公差为8) 确定轴上圆角和倒角尺寸,参考课本表15-2取轴端倒角为，轴肩圆角均为r1.6,其余为r1。4.2.4求轴上载荷图4-6 大齿轮轴上载荷图figure 4-6 the gear shaft load diagram对于30206型圆锥滚子轴承，由*a=13.8mm。因此可求得作为筒与梁的轴的支撑跨距l2+l3=52mm+104mm=156mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图所示。从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。c处各面的弯矩值列表如下表4-3 截面c处弯矩值列表table 4-3 lists the value of cross-section c at the moment载 荷垂直面v水平面h支反力f（n）弯 矩总弯矩 扭 矩4.2.5 按弯扭矩合成应力校核轴的强度这里只校核危险截面c的强度，根据课本式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力其中抗弯截面系数w由式计算前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由课本表15-1查得，因此，故安全。4.2.6 精确校核轴的强度4.2.6.1判断危险截面考查图a、图b、图d可知，从应力集中且m、t又较大考虑，截面和c截面都有较大的合弯矩，但c截面处键槽引起的应力集中较小，键槽引起的应力集中是在键槽两侧，键槽引起的应力集中小于轴肩和过盈配合，故把危险断面定在处，在处左侧是轴肩应力集中，在处右侧是过盈应力集中由于截面iv处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面。4.2.6.2截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩m为截面上的扭矩t2为：截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由*15-1查得抗拉强度极限，抗弯疲劳极限，剪切疲劳极限截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ，按*附表3-2查取。因，经带值后查得。 又由*附图3-1可得轴的材料的刚性系数为 故有效应力集中系数，由课本式（附3-4）有由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4的3表面质量系数为轴末径表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又有碳钢的特性系数，取 计算安全系数值，按课本式（15-6）（15-8）得故可知其安全4.2.6.3截右侧抗弯截面系数w按表15-4中的公式计算抗扭系数弯矩m及弯曲应力为扭矩t2及扭转切应力为过盈配合处的，由*附表3-8用插值法求出，并取 轴按磨削加工，由*附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。该轴无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不对轴进行静强度校核。5轴承和键的选择5.1 轴承的选取a 作为机座的支承原件，必须能够承受较大的轴向载荷。在这里选用推力球轴承11，轴承的型号为51209。表5-1 轴承51209的主要技术参数table5-1 bearing the main technical parameters of 51209轴承代号 基本额定 极限转速 r/min动载荷 ca/kn静载荷 coa/kn 脂润滑油润滑 5120947.810522003400b 齿轮轴上轴承的选取：考虑到齿轮轴上两个轴承的安装问题，在轴的齿轮端安装直径稍大的轴承。选取圆锥滚子轴承，型号为30206和30207。表5-2 齿轮轴上轴承的主要技术参数table5-2 gear shaft bearing the main technical parameters轴承代号 基本额定 极限转速 r/min动载荷 cr/kn静载荷 cor/kn 脂润滑油润滑 3020643.250.5600075003020754.263.553006700c传动轴上轴承的选取： 传动轴上已经有一个推力球轴承来承受轴向载荷，在这里在选取一对轴承支撑传动轴的转动。选取滚子轴承，型号为30210，表5-3 传动轴上轴承的主要技术参数table5-3 shaft bearing the main technical parameters轴承代号 基本额定 极限转速 r/min动载荷 cr/kn静载荷 cor/kn 脂润滑油润滑 3021073.292.043005300轴承的校核由圆锥滚子轴承的工作条件可知其失效形式是，接触应力过大，产生永久性的过大的凹坑（即材料发生了不允许的永久变形），按轴承静载能力选择的公式为：机械设计13-17 其中为当量静载荷，为轴承静强度安全系数，取决于轴承的使用条件。按机械设计表3-8 作连续旋转轴承,普通载荷,so=1-2此处取1.5.上轴承受纯径向载荷,所以因此轴承合适.下轴承受径向和轴向载荷, r为径向载荷a为轴向载荷x y分别为径向轴向载荷系数，其值按机械设计表135查取因为 所以 所以因此轴承合适齿轮轴上轴承受力很小，所以不用教核。轴承摩擦力矩的计算：如果 （c为基本额定动载荷，p为所受当量动载荷），可按机械设计手册第二版 (16.1-13)公式: 估算其中:为滚动轴承摩擦因数，f为轴承载荷，d为轴承内径。 查表机械设计手册第二版 表16.1-29得，所以也可以用此公式估算所以 5.2.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110mp工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5 h=5k=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1636 a gb/t1096-1979键3：2050 a gb/t1096-19796 刀盘和刀片的设计本设计刀盘刀片图如下所示：图6-1刀盘示意图figure 6-1 schematic cutter图6-2刀片示意图figure 6-2 schematic diagram of the blade刀片选材和动平衡性说明：因为相同直径的不同刀具的破裂极限与刀体质量、刀具构件数和构件接触面数之间的关系，经比较发现，刀具质量越轻，构件数量和构件接触面越少，刀具破裂的极限转速越高。研究发现，用钛合金作为刀体材料减轻了构件的质量，可提高刀具的破裂极限和极限转速。但由于钛合金对切口的敏感性，不适宜制造刀体，因此刀片采用高强度铝合金来制造刀体。在刀体结构上，应注意避免和减小应力集中，药材上的凹槽会引起应力集中，降低刀体的强度，因此应尽量避免药材表面的不平整。同时，刀体的结构应对称于回转轴，使重心通过刀片的轴线。刀片和刀座的夹紧、调整结构应尽可能消除游隙，并且要求重复定位性好。 提高刀片的动平衡性对提高刀片的安全性有很大的帮助。因为刀具的不平衡量会对主轴系统产生一个附加的径向载荷，其大小与转速的平方成正比。按照标准草案要求，用于高速切削的刀片必须经过动平衡测试，并应达到iso19401规定的g4.0平衡质量等级以上要求。317 总结机械设计制造及其自动化毕业设计是我们学完了大学的全部课程之后进行的。这是我们对所学课程的一次深入的综合性总复习，也是一次理论联系实际的训练。因此，它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。在这次毕业设计中，我有很多收获，首先把我几年来所学的知识做了一次系统的复习，更深一步了解了所学的知识，培养了我综合运用所学知识，独立分析问题和解决问题的能力，也使我学会怎样更好的利用图书馆，网络查找资料和运用资料，还使我学会如何与同学共同讨论问题。这对我以后的工作有很大的帮助,今后我会在工作中不断的学习,努力的提高自己的水平。经过本次设计，我切实体会到作为一个优秀的设计人员的艰难性。在设计过程中，我经常遇到各种各样的问题，有的是知识方面的不足导致的，有的是设计经验方面不足导致的。这些问题有时使得我束手无措，不过在指导老师帮助和自己的努力下，终于使得我顺利完成了设计。由于知识面的缺乏和实践经验的不足我