切菜机说明书

1、 i 小型小型切菜机切菜机 机电产品创新设计机电产品创新设计课程设计说明书课程设计说明书 学 号： 100210108 姓 名： 姜宏 同组成员： 于培、姜宏、王琼、魏鹏娜 指导教师： 千学明 i 摘要 本作品为厨用电器，主要用于切菜，适用于小餐饮商户，由小型电机带动刀架旋转， 通过随刀架高速旋转的弧形刀片切割来自直线进给的蔬菜。使用时只需开将菜放入，打开电源，合上进给开关，即可自动切菜。机子配备了几套刀具可将日常蔬菜如土豆，萝卜，黄瓜等根菜切割成丝，片，条，丁，还可将芹菜，韭菜等叶段切，通过变换刀具可得到不同形状大小的菜品。机形小，功能多，效率较高。 目录 摘要1 一、 课题背景 1 11

2、市场调研 1 12 产品功能 3 二、方案设计 4 21 切菜机的原理和应用分析 4 211 切片运动形式的选择4 212 切菜机技术条件5 22 多功能切菜机方案确定6 221 刀具方案选择 8 222 进给方案的选择9 231 控制方案 9 三、结构设计 10 31 方案一8 32 方案二9 321 方案简介 9 322 工作原理 10 323 刀架与刀具 12 33 方案三 14 3. 4 技术设计15 3. 4.1 技术要求15 3. 4.2 电机的选择15 3. 4.3 带传动的设计16 3. 4.4 齿轮的设计20 3. 4.5 轴的设计23 四、参考文献28 致谢30 一、课题背

3、景一、课题背景 1 11 1 市场调研市场调研 切菜是日常饮食的一项必要环节。居家环境下，由于需求量小，切菜工作可以手工完成。而对于工作量较大，追求高效率的情况，则需要机器来辅助人们完成这项工作。市面上的切菜机种类繁多，但大都使用离心的原理，使菜品旋转并于一定的力与固定的刀片接触摩擦致蔬菜被切碎。使用离心原理的缺点是噪音大，机器震动大，而且体积很难压缩。因此我们小组将题目建立在这一缺点上进行研究。 21 世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的发展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。发展食品工业的基础便是食品机械。不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业

4、的发展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。因此研制先进的食品机械，使食品加工迅速地实现机械化和自动化是社会发展必然趋势。 随着经济的发展,人们物质生活水平的不断提高,人们的饮食习惯逐步向方便,快捷,营养化发展，在蔬菜的加工方面出现了净菜半成品菜，受到广大人民群众的欢迎。随之而来，半成品菜的加工成为难题。虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制 品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，成本相对较高。 食品加工机械的动力部分是电动机。它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。 它们均服务于各种菜肴食料的准备与制作，或者服务于与此相同的其他

5、辅助性工作。食品加工机械有一个动力部分，一个与其固定在一起或者根据操作的需要可以拆卸的工作部分与若有此必要的附配件所组成。 食品加工机械的种类有很多,可分为:搅拌及揉合设备,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。 多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械发展进入一个新的历史时期。 因为它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。 目前，国内生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有JY-Q550 型多功能切菜机,PQT-580 型多功能切菜机（整机（无级） ：1200700300MM,外形尺

6、寸：送料槽：长宽=1000140MM） ；CHD40 型推杆式切菜机 QD-DLC2 智能型蔬菜切割机；QCJ-型多功能切菜机 TW-801A 多功能切菜机,机器尺寸：1160（L）530（W）1000（H）(mm)机器重量：135KG 切割尺寸1-60mm(叶菜部)产量： 300-100kg/HR 电源： 220V单相马力：3/4HP 皮带宽：120mm；DQ180A、DQ180B 多功能切菜机；CHD40 型料斗式多功能切菜机；作为 EMURA 的主力产品,其最新推出的多功能切菜机 ECD-202 型,CHQC-100DI 型多功能切 菜机规格 470410620mm 符合 Q/WHS02

7、-2001 技术条件要求；JW-301 型切菜机， 技术参数： 电压/频率： 230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 线长:18m 尺寸：120342210(mm) 大箱尺寸:445420490(mm)等，模拟手工切菜机为多。 这些厂家生产的切菜机的主要不足是功能少和价格高昂，因此设计多功能的高效率而体积小的多用切菜机是十分必要的。本文介绍了一种可以切蔬菜，加工多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合小型的饮食行业的使用。 1 12 2 产品功能产品功能 本产品面向中小餐饮店面，通过将直线进给将蔬菜与旋转的刀具相接触，从而达到切削效果。最终被指定容器收集。刀具旋转

8、可手摇可使用电机带动，体积小，噪音低，成本低廉，节约人力提高效率。 二、方案设计二、方案设计 2 21 1 切菜机的原理和应用分析切菜机的原理和应用分析 2 21 11 1 切片运动形式的选择切片运动形式的选择 食品机械的特点之一就是工作的执行机构模拟人手的动作实现其功能，以保证制出的食品具有良好的形状，保持原来的食品味道和颜色及质量。 性能良好的多功能切菜机的切片运动形式当然也应该是模拟人手动作的。 目前，国内外的切菜机的切片运动形式主要有两种： （ ）刀具回转和物料直线进给式； （ ）刀具作直线往复运动和物料作直线进给式。 1切片功能比较 对于刀具回转的刀片：通过设计出一定刀刃曲线在物料直

9、线进给的条件下，刀具不仅对物料具有切的作用而且同时还具有割的作用，因此，是具有模拟人手工切片的动作。从而使刀具对物料的挤压力小，对物料损伤小，可以保持其水分，且切片形状规则，因而切片质量好。此外，尚可以设计不同机构的圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、块、丁等） 。 对于刀具作直线往复运动，其刀片刃口为一直线，刀具简单。但刀具对物料挤压力大，对物料损伤大，水分损失多，切片质量差。 2实现刀具运动的机构比较 实现刀具回转运动的机构比较简单，传动平稳，传动元件不易磨损，机器寿命长。 实现刀具直线往复运动必须采用曲柄连杆滑块机构或凸轮。 相对而言机构较复杂、有冲击、振动大、传动元件易

10、磨损，机器寿命低。 3生产率比较 刀具回转和物料直线进给式，由于无冲击、振动小，可以高速切片，因而生产率高。 刀具直线往复运动和物料直线进给式，由于运动中有冲击、振动大，切片速度提高受到限制，所以生产率低。 由于上面分析比较可以得出如下结论：刀具作回转运动切片时， 切片质量好，生产率高，切形多样化（可通过不同种类的圆盘刀具来实现）代表了切菜机的发展方向，所以本设计仍然采用刀具回转的切片运动形式。 2 21 12 2 切菜机技术条件切菜机技术条件 多功能切菜机属于食品机械， 其设计应符合 中华人民共和国商业部部标准切菜机技术条件 。其中 1设计、制造技术要求 ( )切菜机应把传动部件与切制菜料的

11、工作部分严格隔开。 ( )应有安全装置和措施。 ( )手动进料应有限位措施，并与机动进料间应有互锁装置。 ( )旋转刀具及旋转拨盘与设有铰链构件的防护罩间必须有互锁装置。 2性能要求： ( )成型菜料应形状规整，均匀，稳定。 ( )切制成型菜料应表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明显的撕裂纤维痕迹。 ( )在进料，切割，出料的过程中，菜料应顺利通畅，不得有诸塞现象。 ( )整机应运动平稳，不允许有异常音响，发热，冲击，卡死，漏油等现象。 2 22 2 多功能切菜机方案确定多功能切菜机方案确定 2 22 21 1 刀具方案选择刀具方案选择 经过初步的原理讨论分析，我们提出了两种不同的刀具方案，

12、一种为装在圆桶刀架上的弧形刀片，如图 另一种为盘形刀片 上图分别为叶菜部-切菜刀盘、根菜部-切片刀盘、 根菜部-切丝刀盘、根菜部-切丁刀盘。 由于盘形刀片刀片面积利用率低，圆盘体积过大，且不易实现直线进给，导致效率无法提高，我们更加倾向于弧形刀片方案。 2 22 22 2 进给方案的选择进给方案的选择 常用的进给方案是直线进给和离心进给。离心进给为市面上常见的切菜机所采用的进给方式，使菜品旋转并于一定的力与固定的刀片接触摩擦致蔬菜被切碎。使用离心原理的缺点是 噪音大，机器震动大，而且体积很难压缩。 我们提出了两个直线进给的方案，分别是： (1)依靠弹簧弹力来推动蔬菜不断向切削刀刃移动 (2)使

13、用电机带动丝杠，带动推板推动菜向前移动。 这种原理类似于普通车床的进给方式，优点在于可以较好的调整速度控制进给量，改变切削尺寸。 2 23 31 1 控制控制方案的选择方案的选择 用电路控制电机，实现变速和切换进给方向。 三、结构设计三、结构设计 3 31 1 方案一方案一 方案一采用的刀具方案为弧形刀片，进给方案采用弹簧弹力推动。如下图所示： 使用时，将菜放在入口腔内，两弹簧接柱之间的弹簧可以抬起曲压杆使蔬菜源源不断的进入刀架，将放入的菜一次完成切削。 3 32 2 方案二方案二 方案二作为主要方案，采用了弧形刀片和创新的丝杠传动装置，是方案一的改良与完善。 3 32 21 1 方案简介方案

14、简介 该方案切菜机只要由外壳体、刀架、弧形刀具、电机底座、推板、丝杠、齿轮系组等组成。 箱体推板皮带传动连接处外壳体丝杠电机底座刀架 丝杠切换钮齿轮系外壳体电机底座刀架弧形刀具 3 32 22 2 工作原理工作原理 机构工作原理图 通过丝杠转动，使推板推动蔬菜向前进给，当推板推动至距离环形刀架距离最近的极限位置时，即可拨动“切换钮”使丝杠反向转动，推板即可回复至图示原始位置，再次向进菜口腔内添加蔬菜，拨动“切换钮” ，使丝杠正向转动即可。 3 32 23 3 刀架与刀具刀架与刀具 我们初步设计了用于切条、丝的刀具，弧形刀面略微凸起，线性阵列的锋利刀面可以将块状根茎蔬菜切成条状，有序地从刀具的背

15、面排出至圆筒形刀架中心处，从缝隙处排出至收集容器内。 如左图所示，刀架上有若干开槽，与刀具接合。此设计考虑到刀具的清洗以及更换。更换刀具后可以有更多的切削尺寸选择。 我们设计了箱体用来保护齿轮系，外部的切换钮可以切换内部齿轮系的啮合方式，改变输出的转动方向。齿轮系与丝杠通过锥齿轮啮合传动，丝杠带动推板运动。高速旋转的丝杠通过轴承固定在外壳体上。 3 33 3 方案三方案三 方案三采用了水平放置的可更换刀盘，通过向容器内添加适量的原材料，扣上盖子并施以一定的压力便可将蔬菜切削，切削完成后通过下方的容器收集，由传送带送出。 外壳盖子马达传送带盘形刀片 3.43.4 技术设计技术设计 3.4.13.

16、4.1多功能切菜机技术要求 本设计的各种技术参数如下： 1.电机额定功率：小于 1kW。 2.外形尺寸：小于m3。 3.切片厚度调整范围：1-30mm 可调。 4.生产率：30-500kg/h（片） 。 5.可切物料的种类：根、茎、叶类蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、鱼类、海带类、中草药等。 6.物料的形状：片、条、丝、块、段、丁等。 3.3.4.24.2 电动机的选择 本设计选择电动机型号为 Y802-4； 额定功率：0.75 kW 额定转速：1390 r/min 最大转矩：5.8 N m 3.3.4.34.3 带传动的设计计算 一、带一的计算 1.确定计算功率 P

17、ca kWPKPcaA33. 03 . 01 . 1 载荷变动由1带传动工作情况系数表查得1 . 1AK 2.选择带型 根据计算功率 Pca=0.33kW，小带轮转速14001nr/min 因此选择 Z 型窄 V 带。 3.确定带轮基准直径。 ）依据1初选小带轮的基准直径711ddmm ) 验算带的速度 v smndvd2 . 5100060140071100060111 在 525m/s 标准范围之间 ) 确定中心距 a 和带的基准长度。 依据带传动带几何关系，计算所需带的基准长度dL 5 .17095004)71355()71355(250024)()(22202122100addddaL

18、ddddd mm 依据1基准长度系列，选择带长为 1700mm。 4.验算主动轮上的包角。 90454.1475003 .57)(180121dddd 5.确定带的根数。 LAKKPPPKPcaZ)(Pr00 (3.1) 式中包角系数依据1查得91. 0K 长度系数LK依据1查得18. 1LK 单根 V 带的基本额定功率0P查2得0P=0.294kW 0p查2得0p=0.03kW 118. 191. 0)03. 0294. 0(3 . 01 . 1Z 根 故取 1 根 Z 型窄 V 带。 6.确定带得预紧力0F。 14.582 . 51 . 02 . 591. 033. 0)91. 05 .

19、2(500)5 . 2(5002211min0qvZvKPcaKF）（N 8.计算带传动作用在轴上的力。 34.1152454.147sin14.58122sin20ZFFPN 结论：选择 Z 型窄 V 带，两个可调带轮的基准直径为mmmm35571和，两可调带轮之间的中心距为 500mm，带长 1700mm 二、带二的计算 1.确定计算功率 Pca kWPKPcaA44. 04 . 01 . 1 载荷变动由1带传动工作情况系数表查得1 . 1AK 2.选择带型 根据计算功率 Pca=0.44kW，小带轮转速14001nr/min 因此选择 Z 型窄 V 带。 3.确定带轮基准直径。 ）依据1

20、初选小带轮的基准直径711ddmm ) 验算带的速度 v smndvd2 . 5100060140071100060111 在 525m/s 标准范围之间 ) 确定中心距 a 和带的基准长度。 依据带传动带几何关系，计算所需带的基准长度dL 54.17696004)71355()71355(260024)()(22202122100addddaLdddddmm 依据1基准长度系列，选择带长为 1800mm。 4.验算主动轮上的包角。 90527.1606153 .57)(180121dddd 5.确定带的根数。 LAKKPPPKPcaZ)(Pr00 (3.1) 式中包角系数依据1查得95. 0

21、K 长度系数LK依据1查得18. 1LK 单根 V 带的基本额定功率0P查2得0P=0.294kW 0p查2得0p=0.03kW 118. 195. 0)03. 0294. 0(4 . 01 . 1Z 根 故取 1 根 Z 型窄 V 带。 6.确定带得预紧力0F。 61.872 . 51 . 02 . 5925. 033. 0)95. 05 . 2(615)5 . 2(6152211min0qvZvKPcaKF）（N 8.计算带传动作用在轴上的力。 18.1732527.160sin61.87122sin20ZFFPN 结论：选择 Z 型窄 V 带，两个可调带轮的基准直径为mmmm28071和

22、，两可调带轮之间的中心距为 615mm，带长 1800mm 3.3.4.44.4 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 考虑到本设计切菜机传送件的功率， 为一般机械， 要求传动平稳，噪声小，故选用斜齿轮传动。大齿轮选用 45 号钢，小齿轮选用 40Cr，调质并表面淬火， HRC4045， 选用 7 级精度。 选小齿轮齿数 Z1=24, 大齿轮齿数 Z2=48 2.按齿面接触强度设计 1、确定公式内的各计算数值 ( )小齿轮传递的转矩： 46116110061. 13604 . 01055. 91055. 9nPT N mm ( )初选241z，则4824212

23、izz。 ( )查2由材料硬度选择齿宽系数d=1。 (4)由表查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE。 （5 ） 由图 按齿 面硬 度差 得小 齿 轮的 接触 疲劳 强度 极 限MPaH6001min；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502min （6）应力循环次数 81110592. 24103003606060hjLnN 88210296. 1210592. 2N (7)接触疲劳寿命系数11HNK 1 . 12HNK (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则有： MPaMPaSKHNH60060011lim11 MPaMPaSKHNH5 .5225

24、509 . 02lim22 2、计算 （1）试算小齿轮直径t 1d，代入H中较小的值： 57.29)6008 .189(23110061. 13 . 132. 2)(132. 232432111HdttZuuTKdmm 经查表，取40d1mm （2）计算圆周速度 v smndv753. 01000603604010006011 (3)计算齿宽 b 404011dbdmm (4)计算齿宽与齿高之比hb 模数67. 1244011zdmtmm 齿高75. 325. 2htmmm 67.1075. 340hb (5)计算载荷系数 根据 v=0.753m/s,7 级精度，由图查得动载系数05. 1VK

25、； 直齿轮，1FHKK； 由表查得使用系数1AK； 由表用差值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑对称布置时309. 1HK； 由hb=10.67，309. 1HK查图得25. 1FK；故载荷系数 374. 1309. 1105. 11HHVAKKKKK 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为3211)(2mFSaFadYYzKT 1、 确定公式中的各计算数值 （1） 由图查得小齿轮弯曲疲劳强度极限a5001MPFE ；大齿轮弯曲疲劳强度极限a3802MPFE （2） 由图取弯曲疲劳寿命系数88. 0,85. 021FNFNKK （3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,

26、 a57.3034 . 150085. 0111MPSKFEFNFa86.2384 . 138088. 0222MPSKFEFNF (4) 计算载荷系数 K 3125. 125. 1105. 11FFVAKKKKK (5) 查取齿形系数 由表查得332. 2,65. 221aFaFYY (6) 查取应力校正系数 由表查得692. 1,58. 121aSaSYY (7) 计算大、小齿轮的aFSaFYY,并加以比较01379. 057.30358. 165. 211a1FSaFYY 0165. 086.238692. 1332. 222a2FSaFYY 2、 设计计算 927. 00165. 02

27、4110061. 13125. 12m324 根据模数系列查得 m 应取 1； 小齿轮齿数40140z11md 大齿轮齿数80402z12zi 4.几何尺寸计算 1、计算分度圆直径 40401d11mzmm；80801d22mzmm； 2、计算中心距 6028040221ddamm 3、计算齿轮宽 404011dbdmm 计算结果汇总： 模数 m=40mm； 中心距 a=60mm； 齿宽401bmm，452bmm； 分度圆401dmm, 802dmm。 3.4.3.4.5 5 轴的结构设计计算轴的结构设计计算 1.轴径的初步估算 由材料力学可知，轴受转矩的作用时，其强度条件为： 30362 .

28、 01055. 9nPAnPd mm （3.7） 式中:轴剖面中最大扭转剪应力（MPa） ； P轴传递的功率（kW） ； n轴的转速（r/min） ； 许用扭转剪应力（MPa） ； C由许用扭转剪 应力确定的系数； d轴的直径（mm） 。 查2得 C 的值为 106。由公式（3.7）得： 6 .141804 . 01123d mm 2.轴的结构设计 在轴的基本直径定下以后，要进行轴的结构设计，定出轴的各部分的形状和尺寸。根据多功能切菜机的设计要求和前面的总体分析，轴的结构如图 3.2 所示。 3.轴的受力分析（见图 3.3） （ ）由齿轮的计算可知： 切向力120035102122311dTF

29、tN 径向力76.43620tan1200tantrFFN 轴承总的支承反力为： 127776.4361200222r2tNNNN 图 3.2 轴结构图和轴受力分析图 4.轴的强度校核 已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴颈可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 224ca 通常由弯矩所对称循环变应力。产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为 224）（ca 由于扭转切应力为脉动循环变应力，所以=0.6。则轴的弯扭合成强度条件为 12)2(4)(WTWMca

30、MPaMPaWTWMca35586.111)351 . 022 .212226 . 0(4)351 . 073.42870()2(4)(3232 故轴的设计满足要求。 结 论 进入 21 世纪以来，食品工业的分工越加细化。能高效的、卫生的加工各类食品成为食品机械发展的必然趋势。 而食品机械的设计必须符合国家商业部有关食品机械的部标准。 目前国内外生产这方面机 器的厂家不是很多。而且主要不足是功能单一，生产率低。本设计的多功能切菜机是饮食机械中很重要的一种。该切菜机用于食堂、宾馆等餐饮行业，可切制蔬菜、水果、鱼类等多种食品，根据物料的不同可达到 2500kg/h 的效率，并能实现厚度在 130 mm 之间的任意调节。 在多功能切菜机设计中，首先比较了两种刀具运动方案。然后确定采用刀具回转和物料直线进给的切菜机。 在本论文中的方案设计论证部分中分析了各传动方式的特点， 整体箱体结构的与分离传动箱体的相比的优点。在本论文的设计计算部分，设计计算了传动部分的无级变速器及同步带的结构，齿轮和齿轮的校核，设计了斜齿轮轴，校核了轴和轴上的键及轴承的寿命；输送部件的链、链轮的结构，另外还设计了其它的零件的结构。 在本课题的研究设计过程中，尽管作者收集不少的资料，也参考国内外同时