（6）
可以得出中心距在其范围内，所以取a 0=470可以。 查机械设计手册由式：
L=2a 0+ ) ( 2 2
1 d d + p
+ 2
1 2 4 ) ( a d d - （7）
可以得出带长为L =2×470+ ) 236 71 ( 2 14 . 3 + + 2
470
4 )
71 236 ( ′ - =1436.5 mm
由机械设计基础查表13-2选用 V 带的型号，对Z 型带选用Ld=1600 mm。再由其公式：
a ≈a 0+ 2
L L d - （8）
可以确定V 带的中心距a=470+ 2
1436
1600 - =552
5.6 验算小带轮包角α1
查机械设计基础由公式
α1=180°- a
d
d 1 2 - ×57.3°
（9）
可以得出α1=180°- 470 71
236- ×57.3°=159.88°>120°
所以得出包角合适。
5.7 求 V 带的根数
查机械设计基础由公式： Z= L
c K K P P P a ) ( 0 0 D + （10）
由α1=159.88° 查表13-7得 K α=0.95,查表13-2得K L =1.16,由此可得 Z= 16 . 1 95 . 0 ) 34 . 0 30 . 0 ( 65
. 1 ′ ′ + ≈2.357 所以V 带取 3根
5.8 求作用在带轮轴上的压力 F Q
查机械设计手册表13-1得出 V 带每米长的质量q=0.06 kg/m 由公式： F 0= 2
) 1 5 . 2( 500 qv K zv P c + - a
（11）
其中Pc 为功率，Z 为v 带的根数，V 为 v 带的带速，K а为包角修正系数可以查表得出其值为0.95
可以得出F 0= 2 ) 57 . 5 ( 06 . 0 ) 1 95 . 0 5
. 2 ( 57 . 5 3 65 . 1 500 ′ + - ′ ′ ≈82.4 N
现在计算作用在带轮上的压力F Q ,由公式： F Q = 2
sin 2 1
a zF （12）
可以得出F Q =402.5 N
6 V 带轮的设计
6.1
V 带轮材料的选择
设计V 带轮时应满足的要求是：质量小，结构工艺好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀， 转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为3.2以减少带摩擦，各槽的尺 寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较均匀。带轮的材料主要采用铸铁，常用的材料牌号为 HT150 或 HT200，转速较高时采用铸钢，小功率采用铸铝或塑料。考虑本设计的功率情况和转速， 本设计采用铸铁，材料牌号为HT200。
6.2 带轮的结构尺寸的设计
6.2.1 带轮结构形式的设计
铸铁制V 带轮的典型结构有以下几种形式：1、实心式；2、腹板式；3、孔板式；4、椭圆轮辐 式。
V 带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为d d ≤d（d 为安装带轮的轴的直径，mm） 时可采用实心式；当 d d ≤300mm 时，可采用腹板式；当 d d ≤300mm 时，同时 D 1-d 1≥100mm 时，可采 用孔板式；当d d ＞300时可采用轮辐式
由5.3中的计算已知d 1，d 2： 小带轮基准直径d 1=71 mm 安装轴带轮轴的直径d=25 mm ∵ d d ≤d
∴小带轮选用实心式
6.2.2 带轮尺寸的设计
V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，此设计选的是Z带，根据书上表格可直接得出 基准宽度b0=8.5 mm
基准下槽深度h fmin=7.0 mm
槽间距e=12±0.3 mm
最小轮缘厚δmin=5.5 mm
带轮宽度 B=45
带轮的总长L=（1.5~2.5）d=50
图 3 主动轮
Fig. 3 Drive sprocket
大V轮d=236mm小于350，所以采用腹板式。由其轴径为25 mm.
基准宽度b0=8.5 mm
基准下槽深度h fmin=7.0 mm
槽间距e=12±0.3 mm
最小轮缘厚δmin=4.5 mm
带轮宽度 B=37
带轮的总长L=（1.5~2.5）d=50
图 4：从动轮 Fig. 4 Follower sprocket
轮槽工作表面的粗糙度为1.6或3.2，由于这两个带轮在切片机运行过程中起着非常重要的传动作 用，所以两个带轮轮槽工作表面的粗糙度均取1.6
7 轴的选择
选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺，确定轴的结构 如图五：
图 5：轴 Fig.5 Axle
7.1 计算轴的最小直径
根据表（机械设计第七版高等教育出版社。下同）取 C=107—118，则有[17]根据课本表 14-2，可 知45钢可取
[ ] t =35 Mpa，C=112
轴的强度计算 ，由公式计算轴的最小直径，由公式：
dmin = [ ] 3 3 6 2 . 0 10 55 . 9 n
p
c
n p = ′ t （14）
得出dmin= 3
396
5
. 1 * 112 ≈17 mm 计算轴的输出力矩T，由公式：
T=9550*
n
p
（15）
可以得出T =9550× 396
5
. 1 ≈36 N.m
轴的输出直径显然不大，且与轮盘和从动轮的尺寸比列不协调，考虑到与键槽和电动机的输出
直径为24mm。已经远大于dmin, 所以取最小轴径dmin 取25 mm
7.2 轴的结构尺寸确定
轴的两端分别与刀盘的从动轮相连接，所以取d 1-2=d 7-8=25 mm。带轮及刀盘采用轴肩定位，且 定位高度 h>0.07d d 2-3=d 6-7=30 mm。考虑此处轴径，出轴承产品目录中初步选定 7207c 角接触球 轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17, 所以d 3-4= d 5-6=35mm。查手册7207c 角接触球轴承的轴肩高
有轴承端盖的结构和传动轴，确定轴承端盖的总宽度为20，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 剂的要求，去l 2-3=l 6-7=60 mm。根据轴的总体尺寸，取l 4-5=100 mm。
7.3 轴的校核
求轴上的载荷，首先根据轴的结构，作出轴的计算简图。根据轴的计算图，做出轴的弯矩图和 扭矩图。
图 6 轴的载荷分析图 Fig.6 The analyzing of axis’s load
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出靠近大带轮轴承上的截面为危险截面。现将计算的危险 截面处的M、M H 、M V 。
选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据《机械设计》表14-2,已经算出轴的最小直径为 25 mm， 扭矩为36 N.m
所以，可以计算出作用在轴上的力圆周力Ft：
Ft=
d
T 2 （16）
Ft= 25 3600 * 2 =288 N
作用在刀片上的力径向力Fr：
0 30 tan
′ = t r F F （17）
可以得出Fr=166.2 N
根据上面的数据和轴的机构以及弯矩和扭矩图中可以看出， 受载荷最大的面是靠近大带轮的轴 承端面，因此求得此截面的弯矩扭矩如下表：
表 3 截面的弯矩扭矩
Table3 Cross-section of bending moment torque
支反力 F
= ′ = 74 1 Q F F 1125 N N F NV 46 . 1021 1 = 46 . 200 2 -
= NV F N 弯矩 M M H =34245N/mm
mm
N M V / 7 . 54065 1 = mm
N M V / 7 . 9020 2 - = 总弯矩
2 2 1 7 . 54065 34245 + = M =63999 N/mm 2 2 2 90207 34245 + = M =3541
3 N/mm
扭矩 T T 2=131759.8 N.mm
7.4 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据《机械设 计》式（15-5），以及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a =0.6，计算 轴的应力,由公式：
W
T M ca 2
3 2 2 1 ) (a s + =
（18）
得出轴的应力：
W
T M ca 2 3 2 2 1 ) (a s + = =37.6 Mpa
前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由《机械设计》表15-1可查得 [σ-1]=60 Mpa，所以计算出轴安全。
故该轴在此截面的右侧的强度也是足够的。本机无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可 略去静强度校核。至此,轴的校验结束,轴的校验合格。
8 轴承的选择和校核
8.1 轴承的选择
由于轴承主要承受的只有机体中的轴，叶轮，从动轮的径向力。故选用角接触轴承7207C 角接触球 轴承。
轴承的主要参数：n=396r/min
预计寿命为8年
工作小时数L h 预计为12000 小时
8.2 轴承的校核
角接触球轴承一般是由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。内圈装在轴上，外圈装在机座和轴承座 上。内圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。保持架的作用是把滚动体均匀地隔 开。滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击性。一般用含铬合金 钢制造。工作表面要磨削和抛光。与滑动轴承相比，角接触球轴承具有摩擦阻力小、起动灵敏、效率高、
因该轴承受 r F 和 a F 的作用，必须求出当量动载荷 P。计算时用到的径向系数 X、轴向系数 Y 要根 据F a /C 0r 值查取，而C 0r 是轴承的径向额定静载荷，在轴承型号未选出前暂时不知道，故用试算法。根据 《机械设计基础》表16-11，暂取F a /C 0r =0.17，则e=0.5。
因Fr=288N，Fa =166.2N，则Fa/Fr=0.57>e，由《机械设计基础》表16-11查得X=0.44，Y=1.4。 由公式 P=X Fr +Y Fa
（19）
P= N 359 4 . 359 2 . 166 4 . 1 288 44 . 0 ? = ′ + ′ 计算所需径向基本额定动载荷值，由公式： e
1
6 10 60 ÷ ?
?
? è ? =
h t P R L n f P f C （20）
fp=1.2（查《机械设计基础》表16-9得）；
ft=1（查《机械设计基础》表16-8得，因工作温度不高）； Lh 是使用寿命，为12000h 所以：
N N L n f P f C e
h t P r 2910 12000 10 396 60 1 359 2 . 1 10 60 3 1
6
6 1
? ÷ ? ? ? è ? ′ ′ ′ = ÷ ? ? ? è ? = Cr=2910>2900 N C 0r =1920 N
故7207C 的角接触球轴承轴承的F a /C 0r =288/1920=0.15与原估算接近，适用。
9 键的选择和校核
9.1 键的选择
均为一般联接，可选用普通平键中的圆头普通平键。 安装刀盘处键的选择：
此处轴的直径d 1=25 mm，查《机械设计课程设计手册》表4-1得键的截面尺寸为：宽度b=8 mm,高 度h=7 mm,取键长L=14 mm.
与皮带轮联接的键的选择：
此处轴径为d 2=25 mm，同理选用键的宽度b=8 mm,高度h=7 mm,取键长L=18 mm.
9.2 键的校核
键、轴的材料都是钢，键采用静联接，冲击轻微。查《机械设计基础》表14-1得许用挤压应力[σ
p
]=120～150 Mpa,取[σp ]=135 Mpa。
键1的工作长度l=L-b=14 -7 =7 mm,键与刀盘的接触高度k=0.5h=3.5 mm 查机械设计手册由公式：
p s =
kld
T 3
2 10 2 ′ （21）
p s =
kld
T 3
2 10 2 ′ （22）
得出σp 为136 Mpa 小于[σp ]所以键 1的强度合适 T——传动的转矩N·m k——键与轮毂键槽的接触高度 l——键的工作长度mm d——轴的直径
10 刀片的设计
10.1 刀片类型的选择
切削刀片有直刃刀片和圆刃刀片两种，现对直刃刀片和圆刃刀片在切削中的受力作用下分析，从而 选择切削刀片。
本设计将针对常用型号的刀片进行受力分析从而选择出适合本型号离心式切片机的最优方案。 直刃刀片在切削中的受力数据如下表：
表 4 直刃刀片分析
Table4The analyzing of straight bit
编号 项目 切削面积
切削阻力 平均切削阻力 切削长度 平均切削阻力 cm2 kg kg/cm2 mm kg/mm 1 顺行 2.4*1.3 2.2 0.705 24 0.092 逆行 1.4*0.6 5 5.952 14 0.375 2
顺行 1.6*0.8 2 0.694 16 0.125 逆行 1.4*0.6 2 1.786 15 0.133 3 顺行 0.7*1.3 2 2.198 13 0.667 逆行 1.0*0.5 1.5 3
10 0.15 4 顺行 1.9*1.2 3 1.316 9 0.158 逆行 0.7*0.6 3.5 8.333 7 0.5 5 顺行 1.9*0.8 1.5 0.987 19 0.79 逆行 0.9*0.8 3 4.167 9 0.333 6
顺行 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
圆刃刀片在切削中的受力数据如下表：
表 5 圆刃刀片分析
Table5The analyzing of arc bit
编号 项目 切削面积
切削阻力 cm2 kg
平均切削阻力
切削长度
平均切削阻力
kg/cm2 mm kg/mm 1
顺行 2.4*0.5 1.5
逆行 1.4*0.6 2.5
1.25 24 0.063
2.98 14 0.179
2 顺行 1.5*0.7 2 1.905 16 0.133
4 顺行 1.8*0.7 2.
5 1.984 9 0.139
逆行 0.7*0.6 2 8.477 7 0.286
5 顺行 1.8*0.2 1 0.455 19 0.056
逆行 0.9*0.8 2 2.778 9 0.222
6 顺行 1.9*0.1 2 0.88
7 12 0.05
逆行 1.2*0.6 1.5 2.083 12 0.125
平均 1.92 0.133
以上两表可以看出圆刃刀片要比直刃刀片省力50%左右，所以本设计采用圆刃刀片，材料选用45#。
10.2 刀片形位及尺寸的设计
因为根据设计要求，刀片是在机壳内壁上固定，通过叶轮的旋转使物料相对刀片运动从而达到切削
应接近机壳内壁的半径。
的目的。所以刀片应适当弯曲，刀片弯曲半径r
r
=（0.4~0.55）D （D为机壳内壁上刀座的直径）
∵D=282mm
可稍大于刀座直径
因为考虑到刀片将会需要调节以保证切削厚度，所以r
=142mm
∴取r
根据要求，切削厚度为 3mm，且刀片需要通过调节以保证切削厚度，所以刀片厚度应稍大于切削厚 度以嵌入刀座并可进行调节，刀片厚度取4mm。
考虑到本设计的离心式切片机的切削物料以土豆等作物为主，刀片的长、宽应接近作物的尺寸了。 考虑到平带是圆周运动，因此我设计在每隔一定的距离安装一把刀片，有效的利用圆周运动，大大的提 高工作效率。在整个刀座上装有4把刀片，即在平带运动一周的时间内，刀片切削4次。刀片的尺寸为
10=
,
= 。
d
长取65mm，宽取50mm。，用铆钉将刀片铆上去。铆钉的大小选取：采用沉头的型式， mm
mm
L 4
同时，为防止刀片的强度由于有沟槽而降低，在刀座装有刀片的地方也铆上薄铁皮，能有效的减少因开 有沟槽而造成的强度降低。
11 入料斗的设计及叶轮的设计
入料斗是保证进料顺利，同时起定力刃的作用，根据本机构的整体特点，入料斗设计成倾斜的矩形 状，这样物料可以出重力自动下滑，入料斗和叶轮之间的距离不能太大或太小，必须保证切片的厚度， 所以设计入料斗与刀盘之间的距离为100 m左右。现考虑如何让茎块进入料斗后能顺利下滑，来完成切 割工序，首先查表得到物料与物料之间的摩擦系数为0.4， 在分析茎块在料斗中的受力情况。
要让茎块能顺利下滑，必须要求向Fn向 x轴的投影在x轴的正方向上， 那样茎块才能顺利下滑， 那么就必须要求ɑ>δ，斜坡角度的确定过程如下：
F R= F N+F1 （21）
要想让茎块能顺利下滑的话， 那么必须Gsin(ɑ-δ)>0，也就是说ɑ>δ时茎块就能顺利下滑， f=tg δ=0.4，得到δ=21.8°，而ɑ>δ， 所以取ɑ=45°，也就是说料斗的倾斜角度ɑ=45 0 。
叶轮的设计图如下：
图 7：叶轮
Fig.7 V ane wheel
叶轮是顺时钟旋转，是通过键槽连接固定在轴上。为了防止叶轮沿轴方向串动，叶轮顶部端盖通过 螺母连接固定在轴上。叶片是通过焊接在连接叶轮上面。叶片设计成圆弧形是为了更好的将茎块作物顶 在到刀片口使物料能够更好的切削。
12 机架的设计
12.1 机架设计要求
机架起到在机器中支承或容纳零、部件的作用，机架的设计主要应保证以下三点：
1.足够的强度和刚度；
2.形状简单，便于制造；
3.便于在机架上安装附件等。
绝定机架工作能力的主要准则是刚度。在离心式切片机的中刚度决定着切片机的生产效率和切削精 度。
强度是评定重载机架工作性能的基本准则。机架的强度应根据机器在运转过程中可能发生最大载荷 或安全装置所能传递的最大载荷来校核其静强度。此外还要校核其疲劳强度。机架的强度和刚度都需要 从静态和动态两方面来考虑。动刚度是衡量机架抗震能力的指标，而提高机架抗振能力应从提高机架构 件的静刚度，控制固有频率，加大阻尼等方面着手。
机架受压结构及受压弯结构都存在失稳问题。有些构件制成薄壁腹式也存在局部失稳。稳定性是保 证机架正常工作的基本条件。必须加以校核。
为了满足稳定切片和切削效率的要求，本设计的离心式切片机在功能上应该完成以下几点要求：
1.在满足强度和刚度的前提下，机架的重量应要求轻、成本低。
2.抗振性好。
3 .噪声小。
4.温度场分布合理，热变形对精度的影响小。
7.导轨面受力合理、耐磨性良好。
、
8.造型好。
12.2 机架材料的选用及壁厚选择
铸造机架常用材料：
1.铸铁：
铸铁流动性好，体收缩和线收缩小，容易获得形状复杂的铸件。铸铁的内摩擦大、阻尼作用强，故 动态刚性好。另外还有切削性能好、价格便宜和易于大量生产等优点。铸铁主要 有灰铸铁、球墨铸铁。
2.铸造碳钢
铸钢的弹性模量大，强度也比铸铁高，故用于受力较大的机架。由于钢水流动性差，在铸型中凝固 冷却时体收缩和线收缩都较大，故不宜设计复杂形状的铸件。
3.铸造铝合金
铝合金密度小、重量轻，通过热处理强化，具有足够高的强度、较好的塑性，良好的韧性。
材料的选用，主要是根据机架的使用要求。本设计中的离心式切片机的形状较复杂。铸铁的铸造性 能好、价廉和吸振能力强，应用也最广。焊接机架具有制造周期短、重量轻和成本低等优点。由于本设 计的机架结构较为复杂，为了满足支撑其它各零件的要求，本离心式切片机机架各零件零件采用HT200， 整体选择焊接的方式。
壁厚选择
当机架零件的外廓尺寸一定时，因而在满足强度、刚度、振动稳定性等条件下，应尽量选用最小的壁厚。
12.3 机架整体设计
机架整体应起到固定及连接各零件的作用。
机架结构如下图。
图 8：机架
Fig.8 Machine frame
13 机体结构的设计
机体就是由机座和箱体焊接而成，材料为HT200,箱体的安装传动轴的， 为了减少整个机体的重量， 采用机座把箱体支撑起来， 再把箱体和箱盖相连接，使得整体结构更简单、合理、稳定，减少震动。
机座的下面安装电机，比带轮设置在机体外面，这样方便调节比带轮的松紧，检查皮带的安装是否 正确到位。
14 结论
本机构主要是针对中小型场合而设计的， 它可以对多种茎块类作物进行工作，且有较高的生产效 率。本机构主要内容：1 离心式切片机研究的目的、意义、国内外研究的动态；2 离心式切片机总体方 案的拟定和梳脱装置主要参数的设计计算；3 离心式切片机传动方案的确定及设计计算，主要工作部件 的设计；4 离心式切片机抓哟受力零件的强度或寿命校核计算；5 离心式切片机装置总图、部件图、零 件工作图的绘制。
通过这次毕业设计， 我从中受益良多；在设计过程中，是我在大学所穴的理论知识系统的联系在 一起，了解了机械设计的方法和流程，特别是思考问题和解决问题的能力，也使得我所学的知识得到一 次比较全面的巩固， 同时通过这次设计有学到了很多以前没有接触过的新知识， 提高了自己的自学能力， 从而为我以后更好地从事这项工作奠定了良好的基础。
14.1 本设计的优点
本切片机有多种功能，能将多种径类作物切成片，也能将其切成丝；同时该切片机结构简单，体积 小，重量轻，生产效率处于大型接卸与手工劳动之间。适合工作与作坊、食堂、家庭等中小场合；另外 该机构的明显要求就是切片无的尺寸要求低，使用广泛。
14.2 存在的问题及改进的措施
由于本设计因为个人知识有限，本切片机采用卧式刀盘，因此在切片的过程中难免会出现切片厚度 不均匀的情况，还有就是本切片机占空间大。设计的切片机结构比较简单。
主要改进措施是为了解决不均匀的问题，解决方案是： 在切片过程中始终保持切片的物体压紧， 使其不跳动、不滑移。还有就是轴承的润滑比较的困难。还有能够通过人为去调节速度。
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[20] 肖旭霖. 食品机械与设备[M]. 北京.科学出版社.2006.75-8
致 谢
在历时数月的努力后，终于完成了本次设计，在整个设计过程中，自己所学知识得到了巩固、完善， 并且汤教授治学严谨、踏实沉稳的学风给人以深厚影响，在我的学习、生活中产生了积极作用，也使得 本次设计能够顺利完成。在此表示衷心的感谢，祝教授身体健康，工作顺利。同时也感谢在本次设计中 给予我帮助的罗海峰等老师，谢昌盛等同学。在整个设计过程中，自己所学知识得到了巩固、完善，并 且汤教授治学严谨、踏实沉稳的学风给人以深厚影响，在我的学习、生活中产生了积极作用，也使得本 次设计能够顺利完成。
此外，还要感谢在大学四年中帮助我的人，同时,也要感谢在论文写作过程中，帮助过我、并且共 同奋斗四年的大学同学们，能够顺利完成论文，是因为一路上有你、有你们，衷心地感谢所有在我论文 写作过程中给予过我帮助的人，十分感谢！
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