離心式切片機的設計（含18張CAD圖紙+說明書）
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南華大學機械工程學院畢業設計（論文）
離心式切片機的設計
摘要：隨著生活水平逐漸提高，人們對一些莖塊作物的食用要求也越來越高。例如在加工土豆和一些薯類食品的時候，要將其切成片，因而離心式切片機應運而生。當食物的需求量比較大時，用手工進行切削工作量較大、效率低，且切出來的食物大小不一。對于一些食品深加工工廠來說，需要加工切成片的莖塊狀食品,切片機對工廠的重要性不言而喻，不僅提高了工廠的生產效率，而且還可嚴格控制食品的外觀形狀和大小。根據需求量的大小，改變離心式切片機的設計參數，可以設計出不同功率、不同形式的產品。本設計的切片機主要是針對中小型場合，例如加工作坊、食堂、家庭等，是針對一些莖塊的形狀而設計的，非常實用且效率較高。本設計按照切片的厚度和所要達到的生產效率，根據所產生的彎矩、扭矩對軸的作用，計算軸的大小及校核強度、剛度；根據受力的大小和方向合理選擇軸承型號并計算軸承壽命；運用solidworks三維軟件對機架進行了設計與受力分析，在保證強度要求前提下盡可能的優化結構，旨在設計和開發一種高效率、高質量的離心式切片機。
關鍵詞: 離心式切片機；切片厚度；生產效率
A Design of Centrifugal Slice Machine
Abstract: As the improvement of people's living standard, the edible equirement of the tuber crops becomes higher and higher. For example, people want to cut the food like to potatoes into pieces, the use of the centrifugal slice machine appears consequently. When the demand of the food is large, the workload is relatively heavy and the efficiency is quite low by hand cutting. In addition the sizes of the food is inhomogeneous. To some of the food processing plant, they need the processed sliced stem massive food , it goes without saying that slicer is very important on the plant, it not only improves the production efficiency of the plant, but also strictly controls the appearance of the shape and size of the food . According to the demand, products with various powers and styles can be figured out by adjusting the parameters of the centrifugal slice machine. This design is aimed at medium and small occasions such as processing workshops, canteen and families. This design is very practical and efficient especially for the tuber crops. The design is accordance with thickness of a slice and production efficiency to be achieved, based on the effect generated by the bending moment, torque on the shaft , calculates the size of shaft and checks the strength, stiffness. Based on the size and direction of the force, we have a reasonable choice of bearing mode and calculate the life of bearing. This design uses solidworks 3D software to design and analysis stress of the support, optimizes the structure as much as possible under the premise of ensuring the strength requirements , aims to design and develop a high efficiency, high-quality centrifugal slicer.
Key words :Centrifugal Slice Machine; Slice Thickness ; Production Efficiency
目 錄
1 緒 論 1
1.1 國外發展情況 2
1.2 國內發展概況 4
2 離心式切片機總體方案的確定 5
2.1 結構特點與工作原理 5
2. 2 機構的組成部分及特點 6
3 重要零部件的設計計算與校核 8
3.1 電動機的計算與選擇 8
3.2 V帶傳動的設計計算 10
3.3 V帶輪的設計 18
3.4 軸的設計與校核計算 21
3.5 軸承計算與校核 31
3.6 鍵的選擇與校核 34
3.7 刀片的設計 37
3.8 入料斗及葉輪的設計 39
3.9 機架的設計 40
4 結 論 46
4.1 本設計的優點 46
4.2 存在的問題及改進的措施 46
參考文獻 47
謝 辭 49
附 錄 50
- ii -
南華大學機械工程學院畢業設計（論文）
1 緒 論
隨著全球經濟一體化的逐步深入和中國加入WTO，中國經濟飛速發展人們的生活水平漸漸提高，對食物的種類和質量的要求程度也越來越高。
薯類作物是世界上僅次于小麥、水稻和玉米的第四種主要作物。薯類作物中的各種營養成分含量是一般蔬菜和糧食所不能比擬的，是一類營養成分非常全面的食物[1]。薯類作物分布在我國二十多個省、自治區種植，是我國主要糧食作物之一，其中馬鈴薯就是其中一種非常好的蔬菜作物。我國薯類作物種植面積達1.4億畝，總產量達2 ~ 3千萬噸，是世界上產薯最多的國家。
以馬鈴薯為原料可以開發出一系列的深加工產品。近年來，一些營養豐富、方便、美味的馬鈴薯食品受到廣大消費者的喜愛，隨著麥當勞、肯德基等洋快餐在我國的落戶，有掀起了一股方便和休閑的馬鈴薯食品熱潮。
薯類食品包括馬鈴薯、地瓜等加工食品。薯類經工業加工成薯條、薯片等可增值20～30倍，增值較大。行業人士分析認為——我國薯類生產落后，雖然我國地瓜的種植面積和產量均居世界首位，但地瓜的加工業卻發展緩慢[2]。我國馬鈴薯生產主要依賴遼闊的土地優勢，薯類產量占世界總產量的28%，居世界第1位。但其整體生產水平卻遠低于世界平均水平。薯類食品產銷兩旺我國一直是鮮薯產品的凈出口國，但在薯類加工產品上卻一直是進口國，而且總量在逐步增加。統計數據顯示，我國每年需進口近1億美元的薯類加工產品[3]。
油炸切片型馬鈴薯片和復合型馬鈴薯片是兩種最為流行的馬鈴薯休閑食品。切片型馬鈴薯片有百事、上好佳、親親、百宜等十余家企業生產，年產能9萬噸。復合型馬鈴薯片有百事、達利、海德等企業生產，年產能2萬余噸，據估計全國馬鈴薯片產能為16萬噸。據中國食品工業協會馬鈴薯食品專業委員會不完全統計，2006年北京辛普勞公司生產冷凍薯條3萬噸，哈爾濱麥肯公司生產1.5萬噸，山西旭美生產1.8萬噸，總量近6.3萬噸[4]。我國全年實際消費量近9萬噸，不足部分由進口補充。
我國目前馬鈴薯全粉的生產企業約有11家，總產能6萬噸。生產呈現產銷兩
第63頁,共64頁
旺，供不應求的態勢。生產1噸全粉需要5噸鮮薯，5噸鮮薯的價格是5000元，但產出的1噸全粉價值是1～1.2萬元，除去其中的加工成本，每生產1噸全粉利潤在2500元左右，如果一家企業年產1萬噸全粉，利潤就達到2500萬元，因而薯類食品加工的發展前景被眾多行家一致看好[5]。
據介紹，薯類作物中的主力軍馬鈴薯兼具糧食作物和經濟作物的特點，是重要的糧菜飼兼用作物和工業原料，由于其高產穩產、適應性廣、營養成分全和產業鏈長而受到世界各地的高度重視[6]。馬鈴薯的種薯、商品薯及各種加工產品、綜合利用型產品和附加工型產品已成為全球經濟貿易的重要組成部分，市場份額比例也越來越高。薯類作物是地下的根(或莖)顯著膨大，且貯藏豐富的碳水化合物(主要是淀粉)，通過人工選擇馴化栽培的植物群的總稱，其種類繁多。在云南，除了目前種植的馬鈴薯、甘薯、木薯、芋頭、魔芋、薯蕷、芭蕉芋等等之外，還有大量的薯類野生資源有待開發，薯類作物因此成為云南首選的能源作物[7]。
薯類作物的經濟作用也在世界各國受到了重視，各種各樣的薯類作物加工產品需求量越來越大，國際上對此的研究與研討也越來越多。第12屆熱帶薯類作物學會（ISTRC)國際研討會于2000年9月10日在日本筑波科學城會議中心召開，該學會3年1次召開研討會，這是首次在溫帶地區日本召開。這次會議由熱帶薯類作物學會發起，國際馬鈴薯中心（CIP)、國際植物遺傳資源研究所（International Plant Genetic Resources Institute,IPGRI)、亞太糧食和肥料技術中心（Food and Fertilizer Technology Center,FFTC)等單位共同參與，日本公司和企業贊助。來自世界28個國家和地區的100多位從事甘薯、木薯、芋頭等熱帶薯類作物研究的科學家參與了著此次會議[8]。
在2011年4月20日至2011年4月22日由農業部貿易促進中心主辦，中國馬鈴薯專業委員會、甘薯專業委員會等單位協辦的第二屆中國國際薯業博覽會上，內蒙古烏蘭察布市代表團收獲頗豐。此次博覽會吸引了來自荷蘭、德國、英國、美國、瑞士等11個國家的國際展商和來自北京、山西、內蒙古、甘肅、寧夏、廣西等23 個省區市的國內展商，共計近200家薯類企業、科研單位參展，展出內容包括薯類育種及繁育、加工品、生產資料、設備和技術等[9]。烏蘭察布市組織了8家當地馬鈴薯生產、加工領域的龍頭企業，帶來30多個品種的產品，匯集該市馬鈴薯生產、加工、銷售等各個環節產品的精華，受到國內外客商的青睞，特別是雄鷹蔬菜加工有限公司展示的馬鈴薯土豆絲、土豆片的半成品和桶裝的炸薯片等系列產品吸引了眾多客商和市民，成為博覽會上的一大亮點。
小土豆究竟有多大魔力？據了解，近年來，烏蘭察布市市委、市政府認真貫徹溫家寶總理關于西部地區“要把小土豆辦成大產業”的指示精神，積極調整產業結構，把馬鈴薯產業作為全市農牧業發展的主導產業來培育，每年投入一定的政府專項資金用于良種繁育、噴灌設施、覆膜推廣、精深加工等補貼。農民人均來自馬鈴薯產業的收入就有1500元左右，占到種植業收入的53%，占農民純收入的20%~40%，馬鈴薯種植已經成為了烏蘭察布市農民脫貧致富、建設新農村的支柱產業[10]。2009年3月，中國食品工業協會授予烏蘭察布市“中國馬鈴薯之都”稱號。難怪烏蘭察布市分管農村工作的副市長趙錦接受采訪時動情談到：“你別看這土豆雖小，但切成片、切成絲、切成塊，它的增值空間就能達到30%-40%！今后我們將從各個方面加大力度推動馬鈴薯產業發展，不僅要面向全國打好品牌，還要讓它走向世界！”
面對以馬鈴薯為主的薯類作物經濟效益和大號發展前景，隨著現在的快餐業迅速崛起，對莖塊的食物的需求越來越多，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[11]。在莖塊作物的加工過程中需要用機器進行加工,比如本設計的切片機等。按刀片安裝形式的不同切片機可以分為盤刀式、滾刀式和離心式三種。
1.1 國外發展情況
國外的切片機技術始于六十年代， 到七十年代已經發展成熟，八十年代中期，大部分切片機都可以加工125 mm（5英寸）以上大直徑單晶，像瑞士的邁爾-布格耶斯公司的臥式內圓切片機，切割棒料直徑最大可以達到304.8 mm（12英寸）。八十年代中期后的一、兩年，切片技術發展到了鼎盛時期，相當多的多功能全自動切片機相繼商品化。在八十年代中期還有一種設計獨特、完全與傳統切片技術不同的切割器——線鋸，它主要特點是刃口損失少、偏差小、表面平整度好、產量大、成本低[12]。從而誕生了世界上著名的切片機廠家，如瑞士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。實質上，世界的切片機生產商基本形成兩大強勁陣容，即西歐的TS系列和東亞的TSK（若干）系列，各有各的特點和優勢。它們在世界半導體設備切片領域中，不分高低。TS-33備有Φ200 mm圓形工作臺，可以安裝單刀或多刀，以電液控制實現全自動操作；它適用于切削石英、鐵氧體、光學玻璃和陶瓷等脆硬材料。TS-123是一種高精度外圓切片機，他結合了前面幾種機型的有點，是為了電子行業的超精密元件加工而專門設計的，主軸轉速可達一萬轉以上，適用于硬盤用磁頭、半導體材料、陶瓷元件和維系鏡頭的加工。TSK系列的G-SL型是一種帶有端面研磨的內圓切片機，它結合了S-LM-400系列機全部特點，可切割Φ150 mm和Φ200 mm片子，片子平整度達微米級。它采用的新型復位系統具有高復位效率，使用32位CPU（80386SX）新型高性能控制器。G-SL-500系列機的切片技術，開創了世界領先水平。STC-155、STC-200型臥式內圓切片機，采用液壓傳動、液壓裝刀、計算機控制、具有快速返回裝置、戴那跟蹤、以及片子自動回收系統（AWR）等；棒料可切削-7°~64°；真空卡盤可同時裝卡兩個工件。STC-200是在前者大的基礎上改進的，主要用來切割區熔法（HB）拉制的化合物半導體材料，如GaAs、GaP、InP等，最大棒料可達200 mm；400 mm、550 mm、675 mm三種規格的內圓刀片可替換，采用氣墊方式消除刀片變形，使片子平面度重復精度優于5 μm。
就切片機的結構而言，主軸以空氣軸承或滾動軸承為支撐方式的臥式和立式兩種，有內圓切片，也有外圓切片，有單刀切片，還有躲到切片，且以前者較為普遍。發展到現在，就切片機的功能而言，已經相當齊全，而且復合化，切片的方式也多種多樣。近今年來，日本東京精密株式會社開發生產了片子組合加工系統，把單晶裝片、切片、傳片、拆除石墨支承片等多道工序集成，實現了片子加工過程全線自動化。
1.2 國內發展概況
我國的切片機技術始于七十年代初期，我國的切片機廣泛應用于蔬菜、中藥、凍肉等領域，其中土豆的應用尤為顯著[13]。目前我國切片機的主要方式有以下幾種：
(1)直線往復式切片機。直線往復式切片機的結構比較簡單，但效益較低。 因此它應用于對工作要求不高、效益較低的場合。
(2)圓盤旋轉式切片。圓盤旋轉式切片機的機構簡單且有較高的生產效益，因此它廣泛應用于各種場合。
(3)水槍式切片。水槍式切片機的耗水量大，只能切出平直的片，因此它的應用不是十分廣泛。
(4)圓形（內圓切片、外圓切片）切片。圓形式切片機有很高的工作效率，但是結構復雜，設計較困難，因此它應用于工作效率要求相當高的專業領域。
我國的切片機的研究開發方面雖然已有30年的歷史，近幾年來切片機的研制發展也非常迅速，但是與發達國家相比目前仍然有一定的距離，研制的切片機沒有得到大面積推廣應用。在我國已有切片機的生產廠家如山東省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。遼寧省農業機械化研究所研制6P-400型切片機為遼寧省科委“出口干薯片加工工藝及成套設備的研制”課題的我國的關鍵設備[14]。過去國內各種切片機均采用臥式結構，生產效率低；該機采用立式轉盤推動物料旋轉，被固定刀切削成片，提高生產率3倍以上。同時合理配置刀架圈及旋轉盤直徑、轉盤轉速、刀片傾角等，使切片均勻、光滑、無橫向裂紋、破碎低，減少淀粉的流失。目前我國已生產數臺，推廣至內蒙古自治區、遼寧省、吉林省等地。在其他種類的切片機方面也取得有較大性突破，如通化市農機工程研究設計院設計的6PSL-550型離心式人參切片機[15]。近年來，隨著人參加工業的不斷發展和人民生活水平的不斷提高，開發出多種人參保健片新產品。例如紅參片、鮮參片、活性參片和人參蜜餞片燈光，都是以大塊人參為原料，切成薄片后，經特殊加工處理制成的。對人參切片的質量要求比較高，因而對此的研究也不斷在進行[16]。6PSL-550型離心式人參切片機的研究成功和推廣使用，使得人參切片的質量得到了一個大的飛躍。以及高效核桃仁切片機的設計在各個方面都有各自的創新特點，相比以前的設計產品都有較大的突破。
2 離心式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：本設計中采用離心式切片，離心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，而且離心式相對立式工作時產生的震動小，有益于機器的正常工作，是非常適合作坊使用。本設計的離心式切片機，主要是由電動機經V帶降速并傳遞動力給旋轉軸，從而使軸進行旋轉運動并帶動切片機葉輪旋轉運動來切片。V帶傳動在轉速較高的環境下，相比齒輪傳動而言具有噪聲較小、磨損小的特點。而相對于鏈傳動而言，傳動效率比鏈傳動高。本設計在機架結構采用充分利用型材下料，利用角鋼、槽鋼等材料建立基體結構，在機體結構外面加以薄鐵皮或較薄的鋼板。相對于鑄造結構的機架，具有經濟性好、結構較輕的特點。除此之外，在整體性能及作用方面本機構主要有以下優點：①降低了人們的勞動強度，提高了工作效率，能達到500~1000 kg/h。②切片的厚度一致性高，損耗低③切削種類多，能對土豆、紅薯、洋蔥等進行切削④結構簡單緊湊⑤進料卸料簡單，方便。
按動力種類分，離心式切片機可分為機動和人力兩類。機動的包括內燃機驅動和電機驅動。本設計選擇效率較高的電機驅動為動力來源。
離心切片機由電動機、旋轉葉輪、皮帶傳動裝置和輸入、輸出物料裝置等組成。其結構示意圖如圖2.1所示。
圖2.1 離心式切片機結構簡圖
1-電動機 2-皮帶機皮帶輪 3-傳動軸 4-葉輪及其葉片
2.1.2 工作原理及工作條件
離心式切片機采用電動機作為動力，通過皮帶輪傳動減速裝置帶動輸出軸轉動，軸的末端接一旋轉葉輪，隨著葉輪的轉動把物料離心甩到葉輪邊上，緊靠機殼內壁。物料由于葉輪上撥片的撥動和有離心力而做緊靠著圓形機殼內壁的旋轉運動。而刀片是固定在機殼內壁上的，因此物料達到了與固定刀片做相對運動來達到切片的目的。切好的切片通過自身的重力在葉輪與機殼內壁間的空隙中落下，落到落料槽內，通過出料槽滑出切片機，落到外部放置裝切片的容器內。切片的厚度由刀片與機殼內壁間的距離調節裝置來控制，通過在刀片下增加（或減少）墊片來調節刀片與機殼內壁的距離。
工作條件：配套動力為1~1.5 kw；切片厚度為2~5 mm；葉輪轉速為200~550 r/min；生產率為500~1000 kg/h
2. 2 機構的組成部分及特點
2.2.1 電動機
隨著社會的發展和科技的進步，舊時代的燃油動力在很多場合已經被淘汰。燃油動力一般適合于功率非常大或轉矩很大以及通電不方便的場合應用。使用電動機作為動力，具有占地面積小、效率高、零污染排放以及噪音小等優點。相對于燃油動力來說，室內使用的機器正好需要電動機的這些優點。考慮到電動機的通用性、經濟性以及切片機的結構特點等，本設計選擇電機為Y2-90L-4，其額定功率為1.5 kW, 額定電壓為380V，同步轉速為1400 r/min 。
2.2.2 帶傳動裝置
切片機選擇V帶傳動作為傳動裝置。
帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組成零件為帶輪（主動帶輪和從動帶輪）和傳動皮帶。當主動帶輪轉動時，利用帶輪和傳動皮帶之間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶傳遞給從動帶輪。帶輪具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉和緩沖吸振等特點，在近代機械中應用廣泛。按照工作原理的不同，帶傳動可分為摩擦型帶傳動和嚙合型傳動[17]。
傳動比大會減小帶輪的包角。當帶輪的包角減小到一定程度時，帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為，推薦值，取。
2.2.3 軸、軸承
軸的材料為40Cr鋼，由于軸線方向為豎直方向，故軸線方向上存在較大的受力，所以軸的固定選用能夠承受較大軸向力的圓錐滾子軸承作為支撐，采用軸肩定位。
2.2.4 刀片
由于本設計將的產品為食品，需要考慮防銹的因素，而且刀片材料中要無毒無有害物質，故選用常用的食品加工刀片材料301不銹鋼。
3 重要零部件的設計計算與校核
3.1 電動機的計算與選擇
3.1.1 選擇電動機應綜合考慮的問題
① 根據機械的負載性質和生產工藝對電動機的啟動、制動、反轉、調速以及工作環境等要求，選擇電動機類型及安裝方法。
② 根據負載轉矩、速度變化范圍和啟動頻繁程度等要求，并考慮電動機的溫升限制、過載能力和啟動轉矩，選擇電動機的功率，并確定冷卻通風方式。所選電動機功率應大于或等用于計算所需的功率，按靠近的功率等級選擇電動機，負荷率一般取0.8~0.9。過大的備用功率會使電動機效率降低，對于感應電動機，其功率因數將變壞，并且按電動機最大轉矩校驗強度的生產機械造價提高。
③ 根據使用場合的環境條件，如受灰塵、雨水、溫度、濕度、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的結構型式。
④ 根據企業的電網電壓標準，確定電動機的電壓等級和類型。
⑤ 根據生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統的過渡過程性能的要求，以及機械減速結構的復雜程度，選擇電動機額定轉速。
除此之外，選擇電動機還必須符合節能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備品備件的通用性。安裝檢修的難以，以及產品價格、建設費用、運行和維修費用、生產過程中前期與后期電動機功率變化歡喜等各種因素。
3.1.2 電動機轉速的計算
生產效率Q為 500~1000 kg/h,取中間值Q=750 kg/h,配套動力：1~1.5 kw, 葉輪轉速：200~550 r/min。
莖塊一般為橢圓形，測定其長為65~80 mm, 寬為45~60 mm。由生產效率的公式
（3-1）
式中：B —— 刀片長度，mm；
r —— 葉輪半徑，mm；
n —— 傳動軸的轉速，r/min；
a —— 一般莖塊的橢圓長，mm；
t —— 切片厚度，mm；
z —— 刀片片數。
可推算出轉速的公式如下：
（3-2）
初步選值，a =70 mm；Q=750 kg/h；t =3 mm；z =4；B=80；r =300 mm
將數據代入公式3-2得
3.1.3 電動機型號的選擇
電動機額定轉速時根據生產機械的要求而選定的。在確定電動機額定轉速時，必須考慮機械減速機構的傳動比值，兩者相互配合，經過技術、經濟全面比較才能確定。通常，電動機的轉速不低于500r/min，因為當功率一定時，電動機的轉速越低，其尺寸越大，價格越貴，而且效率也較低，如選用高速電動機，勢必會加大機械減速機構的傳動比，致使機械傳動部分復雜起來。
本設計采用的是V帶傳動減速機構，由于V帶動傳的傳動比為3，則由公式
（3-3）
式中： ——電動機轉速
——軸的轉速
初步計算電動機的轉速是。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，采用經濟性較好、較通用的一般三相異步Y系列電動機。該系列電動機效率高、耗電少、性能好、噪聲小、振動小、體積小、重量輕、運行可靠，維修方便。B級絕塵，結構為全封閉式，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內部。
由給定的工作條件可知配套功率為1~1.5 kW，又計算出電動機的轉速為1312.5 r/min。查機械設計手冊表[18]17-1-29，選擇電動機型號為Y2-90L-4，其額定功率為1.5kW, 同步轉速為1400 r/min，額定電壓為380V,質量為27 kG。
因為，故由公式3-3可得
電動機外形及安裝尺寸示意圖如圖3.1所示。
圖3.1 電動機外形及安裝圖
查機械設計手冊表17-1-30得Y2-90L-4電動機的安裝尺寸如表3-1所示。
表3.1 電動機的安裝尺寸(單位：mm)
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
AA
AB
AC
AD
BB
90
140
125
56
24
50
8×7
20
36
180
90
155
155
3.2 V帶傳動的設計計算
3.2.1 求計算功率
計算功率是根據傳遞功率和帶的工作條件而確定的。
則由公式 ：
（3-4）
式中： ——計算功率，kW;
——工作情況系數;
——所需傳遞的功率，kW。
查機械設計手冊表13-1-17得
因為，則計算可得
3.2.2 選V帶的型號
可用普通V帶或窄V帶，現選普通V帶。
根據, ，查機械設計手冊圖13-1-1查得選用的V帶為Z型。
3.2.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速
初選小帶輪直徑
查機械設計手冊中表13-1-10可得Z型帶的直徑范圍為=50～71 mm。在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致V帶根數的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且也增大了載荷在V帶之間不均勻性。另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。故根據機械設計手冊表13-1-11直徑系列中取小輪基準直徑為= 71 mm。
驗算帶速
根據公式：
（3-5）
因為 =1400 r/min,=71 mm，故代入數據計算可得
=5.21m/s
當帶傳動功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應的減少帶的根數或者V帶的橫截面積，總體上減少帶傳動的尺寸。但是提高帶速，也相應的提高了V帶的離心應力，增加了單位時間內帶的循環次數，不利于提高帶傳動的疲勞強度的壽命。降低帶速則有相反的利弊。
因此帶速一般不宜過低或過高，一般應使=5～25 m/s，最高帶速＜30 m/s。因為=5.21 m/s，故符合要求。
計算大帶輪的基準直徑
由公式：
（3-6）
因為=3，=71 mm故代入數據計算可得=3×71 mm=213 mm
根據機械設計手冊表13-1-11圓整為=224 mm。
3.2.4 確定V帶的中心距a和基準長度
初定中心距
根據公式
初選 =1.5×(71+224)=442.5mm
計算基準長度
根據公式
（3-7）
代入數據計算可得
=2×442.5+×（71+224）+
=1361.6 mm
查機械設計手冊表13-1-5選取帶的基準長度=1400 mm。
計算實際中心距
根據公式
（3-8）
由=442.5 mm，=1400 mm，=1361.6 mm
故代入公式3-8計算可得
=442.5+=481.7 mm
考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，故中心距的變化范圍為
3.2.5 驗算小帶輪上的包角
由于小帶輪上的包角小雨大帶輪上的包角，故小帶輪上的總摩擦力相應的小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生。為了提高帶傳動的工作能力，應使。
根據公式
（3-9）
代入數據計算可得
==180°-（224-71）×=161.8°
故符合要求。
3.2.6 計算帶的根數z
為了使各根V帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般應少于10根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數。
計算單根V帶的額定功率
根據公式
（3-10）
式中：——V帶的基本額定功率，kW；
——V帶的基本額定功率，kW；
——包角修正系數；
——帶長修正系數。
查機械設計手冊表13-1-19得 0.39 kW ,=0.03 kW，
查機械設計手冊表13-1-22得=0.95，
查機械設計手冊表13-1-23得=1.14,
代入公式3-10計算可得
=（0.39+0.03）×0.95×1.14=0.45kW
計算帶的根數
根據公式
(3-11)
式中 ：——計算功率，kW;
——V帶的額定功率，kW。
由3.2.1計算得知 =1.65 kW
由3.2.6計算得知 =0.45 kW
代入公式3-8計算可得==3.67，故帶的根數取4根。
3.2.7 確定帶的初拉力
帶傳動工作前，傳動帶以一定的初拉力(圖3.2a）張緊在帶輪上。
帶傳動工作時，因帶和帶輪間的靜摩擦力作用使帶一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為,松邊拉力為（圖3.2b）。如果僅是認為帶的總長度保持不變，并且假設帶為線彈性帶，則有公式（8-1）成立。
-=- （3-12）或者 -=- （3-12a）
（a)不工作時 （b）工作時
圖3.2 帶傳動的工作原理圖
如果取與帶輪接觸的傳動帶為分離體（圖3.3），那么根據傳動帶上諸力對帶輪中心的力矩平衡條件可得
=- （3-13）
式中，為傳動帶工作面上的總摩擦力大小。
圖3.3 帶與帶輪的受力分析
帶傳動的有效拉力等于傳動帶工作表面上總摩擦力，于是
==- （3-14）
有效拉力與傳動帶鎖傳遞的功率P的關系為
P= （3-15）
式中：功率P的單位為kW，有效拉力的單位為N，傳動帶的速度v的單位為m/s。
在初拉力、緊邊拉力、松邊拉力和有效拉力這4個力中，只有兩個是獨立的。因此，由式（3-12）和式（3-14）可得
(3-16)
由式（3-15）可知，在帶速一定的條件下，帶傳動所傳遞的功率P決定了帶傳動應有的有效拉力，也就相應的決定了傳動帶和帶輪間應該至少具有的總摩擦力，以及為了獲得這個總摩擦力，傳動帶應具有的最小初拉力。
帶輪的初拉力必須大于帶傳動正常工作所要求的最小初拉力，否則主動帶輪將帶不動從動帶輪，帶傳動將出現整體打滑。但過大的初拉力是沒有必要的。因為從式（3-16）可見，傳動帶的緊邊拉力與松邊拉力取決于帶的初拉力和帶傳動的有效拉力。在帶傳動的有效拉力給定的條件下，把傳動帶張的過緊，只會無謂的增大傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力，從而使得傳動帶因過度磨損而很快松弛。
由此可見，為了保證帶傳動的正常工作，首先需要確定滿足傳動功率要求的至少具有的總摩擦力和與之相對應的最小初拉力。
考慮離心力和包角的影響，根據公式
（3-17）
式中：——單根V帶所需的最少初拉力,kW;
——包角修正系數；
——帶的根數；
——帶的速度；
——帶的單位長度質量。
查機械設計手冊表13-1-22得，，
查機械設計手冊表13-1-24得，，
又因為，，將數據代入公式（3-17）計算可得 ==66.2N
對于新安裝V帶，初拉力應為1.5；對于運轉后的V帶，初拉力應為1.3。
安裝時，應保證初拉力大于上述值，但也不應過大。為了控制實際的大小，可以采用如圖3.4所示的方法，即在V帶與兩帶輪切點的跨度中點，施加一規定的、與帶邊垂直的力G（參考見機械設計表5-1），使帶在每100mm上產生1.6mm的撓度即可。
3.4 初拉力的測定
表3.2 測定初拉力所需的垂直力G
帶型
小帶輪直徑
帶速v/(m/s)
50~100
50~100
50~100
Z
50~100
5~7
4.2~6
3.5~5.5
＞100
7~10
6~8.5
5.5~7
A
75~140
9.5~14
8~12
6.5~10
＞140
14~21
12~18
10~15
B
125~200
18.5~28
15~22
12.5~18
＞200
28~42
22~33
18~27
C
50~100
36~54
30~45
25~38
＞100
54~85
45~70
38~56
D
200~400
74~108
62~94
50~75
＞400
108~162
94~140
75~108
E
500~800
145~217
124~186
100~150
＞800
217~325
186~280
150~225
3.2.8 計算帶傳動的壓軸力
為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力（參見圖3.5）
根據公式
(3-18)
其中為小帶輪包角，
由上面計算可知：=4，=66.2N，=161.8°，代入公式（3-18）計算可得
=2×4×66.2×sin80.9°≈523N
圖3.5 壓軸力計算示意圖
3.3 V帶輪的設計
3.3.1 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1.6或3.2，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，小功率采用時可采用鑄鋁或塑料?？紤]本設計的功率情況和轉速，本設計采用鑄鐵，材料牌號為HT150。
3.3.2 帶輪的結構尺寸的設計
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：1、實心式；2、腹板式；3、孔板式；4、橢圓輪輻式。
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Z帶，查機械設計手冊表13-1-10可得，Z型帶輪對應的參數為：
；；；；
；；
V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時可采用實心式；當時，可采用腹板式；當，同時時，可采用孔板式；當時可采用輪輻式。
由5.3中的計算已知、：
小帶輪基準直徑
根據電動機的型號，查機械設計手冊表17-1-30，可得安裝小帶輪軸的直徑為，故
但因為根據公式；
計算可得
所以小帶輪選用實心式
大帶輪基準直徑，
根據公式；，計算可得
因為 dd≤300mm，且，所以大帶輪選用孔板式
帶輪尺寸的設計
小帶輪的尺寸參數為：
查機械設計手冊表13-1-11可得，；
，取；
；
??；
查機械設計手冊表5-3-18可得，鍵槽尺寸大小為，
小帶輪的結構圖如圖3.6所示。
圖3.6 小V帶輪結構圖
大帶輪的尺寸參數為：
取安裝大帶輪軸的直徑為，又故
查機械設計手冊表13-1-11可得：
；
，取；
，??；
, ??；
；
??；
,?。?
；
，取。圓整取
查機械設計手冊表5-3-18可得，鍵槽尺寸大小為，
大帶輪的結構圖如圖3.7所示。
圖3.7 大V帶輪結構圖
3.3.3 V帶輪的技術要求
鑄造或焊接或燒結的帶輪在邊緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有沙眼、裂紋、縮孔及氣泡。鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補。轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡實驗，反之要做動平衡實驗。
3.4 軸的設計與校核計算
由前面設計部分可知軸的傳輸功率為,轉速
3.4.1 按扭轉強度初步計算軸徑
(1) 選用40Cr鋼，調質處理。查《軸常用材料及其機械性能表》得知，拉伸強度極限；拉伸曲極限；彎曲疲勞極限；扭轉疲勞極限 ；扭轉強度極限。
(2) 計算軸的直徑計算公式
（3-19）
式中：P——軸的傳輸功率；
n——軸的轉速；
A——許用扭轉應力有關的系數。
由上可知；
查機械設計手冊表6-1-19可得， ；。
取，
將數據代入公式3-19計算可得
考慮軸端有鍵槽，取軸的最小直徑為
3.4.2 擬定軸的機構
結構設計
考慮到軸上零件的固定及變于軸系零件的裝拆，采用階梯軸結構，各軸段的直徑和長度等如下：
1) 根據結構布局，下端采用一個圓錐滾子軸承30208作支承，軸徑大小為Φ40 mm，長度為18 mm。
2) 為了便于裝拆軸承1和軸承2，在不損傷軸頸表面的情況下，取安裝皮帶輪的軸徑為Φ30 mm，長度為28 mm。
3) 查機械設計手冊表7-2-91可知，軸承30208的的安裝固定軸肩直徑為47 mm，又軸承直徑為40 mm，故軸肩高為3.5 mm
4) 上端同樣采用一個圓錐滾子軸承30208配合下端軸承使用，軸徑Φ40 mm,長度18mm。
5) 刀盤輸出軸徑取值Φ20 mm,長度25 mm。
6) 其余各段根據安裝結構適當合理給定（見圖3.8）。軸的總長L=300 mm。
7) 軸兩端取倒角為1×45°。
8) 皮帶輪與軸用平鍵加間隙配合，采用A型平鍵，鍵槽寬度b=8 mm,槽深h=4 mm,槽長L=28 mm。
9) 刀盤與軸用平鍵加間隙配合，采用A型平鍵，鍵槽寬度b=8 mm,槽深h=4 mm,槽長L=28mm。
10) 左右軸承支反力作用點若按精確計算，應距離軸承外端面9mm。得支承跨距,皮帶輪對支點A的跨距，葉輪對支點B的跨距。
圖3.8 主軸結構示意圖
繪制彎矩圖及扭矩圖
軸主要受兩個方向的作用力，一是皮帶傳輸功率時作用的壓軸力在徑向會產生彎矩，另一個是刀盤重力及刀盤產生的軸壓力。
軸的受力示意圖以及彎矩扭矩等載荷分析圖如圖3.9所示。
（a）示意圖
（b）受力圖
（c）彎矩圖
（d) 扭矩圖
圖3.9 軸的載荷分析圖
計算各支撐力和力矩的大小
由皮帶輪的壓軸力,圖中各數據計算如下
支承點A的支反力
支承點B的支反力
A-A處軸的彎矩
剖面C-C處于剖面D-D處之間的扭矩為
3.4.3 校核軸的強度強度
根據軸的結構和彎矩圖及扭矩圖可見，剖面A-A處所受到的當量彎矩最大，剖面A-A處有過盈配合會引起應力集中，剖面C-C和剖面D-D間因為受到的扭矩，經過分析認為剖面C-C和剖面D-D的危險度較大，故而只對剖面C-C和剖面D-D做強度校核。
按第三強度理論，計算應力
（3-20）
通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力則通常不是對稱循環變應力。為了考慮兩者循環特性不同的影響，引入折合系數，則計算應力為
（3-21）
式中的彎曲應力為對稱循環變應力。當扭轉切應力為靜應力時，??；當扭轉切應力為脈動循環變應力時，取；若扭轉切應力亦為對稱循環變應力時，則取。
對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為,扭轉切應力為,將和
代入公式3-21中，則軸的彎扭合成強度條件為
（3-22）
式中：——軸的計算應力，MPa；
M——軸所受的彎矩，；
T——軸所受的扭矩，；
W——軸的抗彎截面系數，；
——對稱循環應力時軸的許用彎曲應力。
查機械設計表15-4可得，帶鍵槽軸的抗彎截面系數W計算公式為
（3-23）
由上面部分可得知，，，
將數據代入公式3-23計算可得
又扭轉切應力為脈動循環，故。
由3.4.2中計算可知、
將、、和代入公式3-22中計算可得
因為，故符合要求。
若軸為心軸時，只承受彎矩而不承受扭矩時，在應用公式3-22時，應取T=0。轉動心軸的彎矩在軸截面上所引起的應力是對稱循環應力。對于固定心軸，考慮啟動、停車等的影響，彎矩在軸截面上所引起的應力可視為脈動循環應力，所以在應用公式時，固定心軸的許用應力為（脈動循環變應力時的許用彎曲應力），=1.7。
3.4.4 按疲勞強度條件進行精確校核
這種校核計算的實質在于確定變應力情況下軸的安全程度。在已知軸的外形、尺寸及載荷的基礎上，即可通過分析確定出一個或幾個危險截面（這是不僅要考慮彎曲應力和扭轉切應力的大小，而且要考慮應力集中和絕對尺寸等因素影響的程度），按下面公式計算出安全系數并應使其稍大于或至少大于設計安全系數S,即
（3-24）
綜合系數的計算
查機械設計附表3-2，由，，經直線插入，得因軸肩而形成的理論應力集中系數為，
查機械設計附圖3-1得軸的材料敏感系數為，。
則按公式
（3-25）
將數據代入公式3-25計算可得
查機械設計附圖3-2、3-3按毛坯尺寸，得尺寸系數，。
查機械設計附圖3-4，由于軸采用精車加工，查得表面質量系數。
查機械設計附圖3-5，由于軸表面未經過強化處理，則可知。
綜合影響系數為
（3-26）
碳鋼系數的特性系數取為，
安全系數的計算
由3.4.2和3.4.3計算可知、、
則根據公式3-27和3-28
彎曲應力幅
（3-27）
扭轉應力幅
（3-28）
可以計算出彎曲應力幅和扭轉應力幅
，
根據零件的強度計算設計公式
（3-29）
只考慮正應力時的安全系數
只考慮正應力時的安全系數
綜合考慮時
≥[S]=1.3~1.5
故滿足強度要求
3.4.5 軸的剛度校核計算
軸在載荷作用下，將會產生彎曲或扭轉變形。若變形量查過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的工作性能。例如，安裝齒輪的軸，若彎曲剛度（或扭轉剛度）不足而導致撓度（或扭轉角）過大時，將會影響齒輪的正確嚙合，使齒輪沿齒寬和齒高方向接觸不良，造成載荷在齒面上嚴重分布不均勻。因此，在設計有剛度要求的軸時，必須進行剛度的校核計算。
軸的彎曲剛度校核計算
常見的軸大多視為簡易梁。若為光軸，可直接用材料力學中的公式計算其撓度或偏轉角；若為階梯軸，如果對計算精度要求不高，則可用當量直徑法做近似計算。即把階梯軸看成是當量直徑為的光軸，然后在按材料力學中的公式計算。當量直徑計算公式（單位為mm)為
（3-30）
式中：——階梯軸第段的長度，mm；
——階梯軸第段的直徑，mm；
L——階梯軸的計算長度，mm；
Z——階梯軸計算長度內的軸段數。
代入數據計算可得
由偏轉角公式3-31
（3-31）
代入數據計算可得
式中： F——壓軸力
——支撐點之間距離，
——外伸端長度。
因為該處軸承為圓錐滾子軸承，查機械設計表15-
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