壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 畢業(yè)設計說明書 課題名稱： 自動切菜機機械結(jié)構(gòu)設計 學生姓名 學 號 所在學院 專 業(yè) 班 級 指導教師 起訖時間：_ 日 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 1 目錄 第一章 緒論 .3 一、自動切菜機背景及目的 3 二、國內(nèi)外研究狀況 3 三、自動切菜機研究方法 4 第 二章 結(jié)構(gòu)及工作原理 .5 一、自動切菜機的結(jié)構(gòu) 5 二、自動切菜機的工作原理 5 第 三章 設計計算 .6 一、減速電機的選擇 6 二、減速器的選擇 7 （一）按強度選用減速器 8 （二）計算功率 .81cP （三）校核熱功率 9 三、齒輪傳動裝置的設計計算 9 （一）圓柱齒輪傳動設計的計算 9 （二）選擇齒輪輪齒數(shù) .10 （三）選取齒輪節(jié)數(shù)和齒輪型號 .10 （四）確定實際中心距 .11 （五）計算作用軸上載荷 .11 （六）圓柱齒輪的耐疲勞工作能力計算 .12 四、圓柱齒輪齒輪輪 .13 （一）主動齒輪輪的齒形設計 .13 （二）軸面齒廓尺寸 .14 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 2 （三）齒輪輪結(jié)構(gòu)尺寸 .15 （四）從動齒輪輪的齒形設計 .15 （五）軸面齒廓尺寸 .16 （六）齒輪輪結(jié)構(gòu)尺寸 .17 五、齒輪齒合傳動裝置的設計計算 .17 （一）齒輪類型和精度等級 .17 （二）按齒面接觸疲勞強度計算 .17 （三）校核計算 .18 （四）確定傳動主要尺寸 .19 （五）按齒根彎曲疲勞強度驗算 .20 六、軸的設計計算 .21 （一）齒輪軸的設計計算 .21 （二）軸的結(jié)構(gòu)設計 .22 （三）軸的強度計算 .22 （四）主動齒輪輪軸的設計計算 .23 七、傳動結(jié)構(gòu)及設計 .24 八、傳動軸的結(jié)構(gòu)設計 .26 第 四章 切刀設計 27 一、刀片的設計 .28 第 五章 自動切菜機使用方法 34 一、沖洗 .34 二、安裝 .34 三、清洗 .34 設計總結(jié) .35 參考文獻 .36 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 4 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 5 第一章 緒論 一、自動切菜機背景及目的 通過本次畢業(yè)設計,使達到以下幾個效果: 1）鞏固,擴大,深化以前所學的基礎和專業(yè)知識; 2）培養(yǎng)綜合分析,理論聯(lián)系實踐的能力; 3）培養(yǎng)調(diào)查研究,正確熟練運用國家標準,規(guī)范,圖冊等工具的能力; 4）鍛煉進行設計計算,數(shù)據(jù)處理,編寫技術文件、繪圖等獨立工作能力. 總之,通過畢業(yè)設計建立正確的設計思想;初步掌握解決專業(yè)工程技術問題的基本訓練. 二、國內(nèi)外研究狀況 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展和人民生活水平的提高，人民對食品工業(yè)提出了更高的要求?，F(xiàn)代 食品已朝著營養(yǎng)、綠色、方便、功能食品的方向發(fā)展，且功能食品將成為新世紀的主流食品。 近年來，我國食品工業(yè)實現(xiàn)了高速發(fā)展，已經(jīng)成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，作為裝備食品工業(yè) 的食品機械工業(yè)發(fā)展尤為迅猛。而蔬菜制品工業(yè)占我國食品工業(yè)總產(chǎn)值的9％ ～10％ 。蔬菜 制品消費水平的高低，反映了一個國家的生活水準和發(fā)達程度。蔬菜制品工業(yè)的發(fā)展成為了 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 6 帶動農(nóng)業(yè)、畜牧業(yè)、飼料工業(yè)的龍頭。 食品工業(yè)的現(xiàn)代化水平，在很大程度上依賴于食品機械的發(fā)展及其現(xiàn)代化水，離開現(xiàn)代 儀器和設備，現(xiàn)代食品工業(yè)就無從談起。食品工業(yè)的發(fā)展是設備和工藝共同發(fā)展的結(jié)果，應 使設備和工藝達到最佳配合，以設備革新和創(chuàng)新促進工藝的改進和發(fā)展，以工藝的發(fā)展進一 步促進設備的發(fā)展和完善。兩者互相促進、互相完善，是使整個食品工業(yè)向現(xiàn)代化邁進的必 要條件。而家用的方便儀器更受廣大消費者歡迎 在蔬菜類加工的過程中，切碎、斬拌、攪拌工序的機械化程度最高，其中自動切菜機、 斬拌機、攪拌機是最基本的加工機械.幾乎所有的蔬菜類加工廠都具備這 3 種設備。手動的自 動切菜機可以說是一大市場賣點！ 三、自動切菜機研究方法 通過學習機械類相關知識，閱讀各類參考書籍，上網(wǎng)搜尋資料等方式結(jié)合自身思考和分 析，基本設計出自動切菜機。并且說明產(chǎn)品設計原理，使用原理，使用說明，以及相關計算。 最終完成滿意的設計！ 第二章 結(jié)構(gòu)及工作原理 一、自動切菜機的結(jié)構(gòu) 自動切菜機主要由輸送機構(gòu)、切割機構(gòu)和等組成，如圖 2－1 所示。 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 7 圖 2-1 自動切菜機機結(jié)構(gòu)圖 （一）放料機構(gòu) 輸送蔬菜料前移到切割機構(gòu)，并在前端對蔬菜料進行擠壓。 二、自動切菜機的工作原理 工作時，先開機后放料，由于蔬菜料本身的重力和皮帶的旋轉(zhuǎn)，把蔬菜連續(xù)地送往刀片 口進行切碎。 第 3 章 設計計算 一、 減速電機的選擇 （一） 電動機類型的選擇 因本次設計的裝置是無調(diào)速要求的機械，并且負載平穩(wěn)；對啟動、制動無特殊要求；長 期運轉(zhuǎn)；小功率；電機的使用地點可能有水滴落、飛濺，應選用防滴、防濺、絕緣等級較高 的電動機；且應選用能和減速器配成減速電機的型號。故選用 SEW 三相交流異步電動機。 （二） 電動機電壓和轉(zhuǎn)速的選擇 1、電動機的電壓選擇 由于該裝置要求電動機需隨輸送裝置構(gòu)工作性質(zhì)周期性正反轉(zhuǎn)，根據(jù)表 29-87【2】 ，選 擇交流異步電動機，電壓為 380V，容量范圍為 0.37 kW—0.55kW 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 8 2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇 在確定電動機額定轉(zhuǎn)速時，必須考慮減速裝置的傳動比，兩者相互配合，經(jīng)過技術、經(jīng) 濟全面比較才能確定。通常情況下，電動機的轉(zhuǎn)速不低于 500r/min。對工作速度較低，經(jīng)常 處于頻繁地正、反運行狀態(tài)，為縮短正、反轉(zhuǎn)過渡時間，應選擇適當?shù)碾妱訖C轉(zhuǎn)速。 （三） 電動機型號規(guī)格的選擇 輸送裝置在工作時，需驅(qū)動一個受輸送壁面外載作用的安裝刷盤的軸和使整個裝置沿導 軌作往復運動的齒輪齒合的嚙合運動，即該裝置有兩個輸出功率。 根據(jù)實際工作需要，即要求一小時大約可輸送墻面 400～600m2 ，結(jié)合升降機的速度， 可先設其有關參數(shù)為： 自重 70—100kg； 升降速度為 10m/min； 輸送裝置構(gòu)往復行走速度為 25m/min； 洗刷盤轉(zhuǎn)速為 250r/min； 對導軌齒合，其上的載荷主要為單個輸送裝置構(gòu)的自重 故所輸出的功率 式（20-5） 【2】kW408.106258.910 v???gmP 式中 —為單個輸送裝置構(gòu)的自重， kg；1G v —為單個輸送裝置構(gòu)往復運動的平均速率，m/s。 電動機功率 kW475.098.05.4η321???? P輸 式中 —單個齒輪軸輸出功率；1P —齒輪傳動的效率；η —軸承的效率；2 —減速器的效率。3 根據(jù)上述計算得出的電動機初選功率可初選選出電動機的型號 DT80K4） 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 9 二、 減速器的選擇 此設計中減速器工作環(huán)境為高速軸轉(zhuǎn)速不大于 1500r/min，齒輪的圓周速度不大于 20m/s（見以下計算） ；工作環(huán)境溫度范圍-40—+50 。可優(yōu)先考慮標準減速器。C° 總傳動比 ( 3-1)w mni? 37.26014? nm———電機滿載轉(zhuǎn)速，nw———— 切削機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速； i=ig?iv (3-2) 取 ig=1.37 iv=1.72 ig————一對圓柱轉(zhuǎn)軸的傳動比，iv————V 帶傳動的傳動比； 各軸轉(zhuǎn)速計算 1n = 1420r/min =2 min/0367.4r?3nmin/5987.106r? 各軸功率計算 I1.59.4cPkW??0.971.43rg kW????Ⅱ 2 215609.6cvc k?Ⅲ （一）按強度選用減速器 根據(jù)整個輸送裝置構(gòu)工作的傳動比要求，即總的傳動比 4.520136i??驅(qū)電總 n 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、功率列表如下： 軸號 功率 （kW） 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 轉(zhuǎn)矩 (N.m)T I 1.49 1420 9.98 II 1.43 1036 1.38 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 10 III 1.36 355 36.3 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、功率表 （二）計算功率 1cP 根據(jù)式（18-11） 【1】 kWnPKac 1 ''11???? 式中 —傳遞的功率， kW;1P —工況系數(shù)，見表 18-40【1】 ；aK —要求的輸入轉(zhuǎn)速 r/min；1n? —承載能力表中靠近 的轉(zhuǎn)速 r/min；1n? — 時的許用輸入功率 kW，由表 18-31~37【1】 中查出；1pP —對應于 時的許用輸入功率 kW,當 時，取 .；1p? 1n? 10.4n ???1pP?? 工況系數(shù) 安中等沖擊載荷得到 ；aK?aK 按 及 相接近的公稱轉(zhuǎn)速 ， ,4.5i?總 min/1360nr? min/150rnkWP5.01? 當 時，折算許用公稱功率i/1r P49.36.1 ''1 ??? 代入上式得： kWkPc 49.0475.0.1'??? 可選用減速電機 R27-DT80K4 （三）校核熱功率 ，環(huán)境溫度系數(shù) =1 kWPfPGt ???21 1f 負荷率系數(shù) =0.94，功率利用系數(shù) 1.5?3fkt 76.0594.5.0? 額定功 率 kW 輸出轉(zhuǎn) 速 r/min 輸出轉(zhuǎn)矩 A 減速器 傳動比 輸出軸用徑 向載荷 N 使用系 數(shù) 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 11 0.55 243 22 5.60 1980 4.6 三、 齒輪傳動裝置的設計計算 由于往復運動及運動切削的速度較小，故采取齒輪傳動較好。 （一）圓柱齒輪傳動設計的計算 根據(jù)電動機和減速器的參數(shù)可知，電動機輸出功率為 ，轉(zhuǎn)速為kW 5.0?輸P ，減速器傳動比為 i=5.6，故減速器輸出轉(zhuǎn)速min/1360rn?電 min/2436.12rin?電 由于初步得知其功率大約為 0.55kW，連續(xù)工作 8 小時。 由 kWPn62105.9T??輸 可得 mNPn ??????2435.01.9. 62輸 式中 —減速器輸出功率, ；輸 k —減速器輸出轉(zhuǎn)矩， ；nTmN? —減速器輸出轉(zhuǎn)速， 。2 in/r 故輸出轉(zhuǎn)矩 22 ，因齒輪軸和主動齒輪輪齒輪速度要求相差不大，故可初步選擇齒? 輪傳動的傳動比為 2，載荷平穩(wěn)。 （二）選擇齒輪輪齒數(shù) 1、選擇傳動比 通常 ，推薦 ，因齒輪軸和主動齒輪輪齒輪速度要求相差不大，故可初6?i 50.3~2?i 步選擇齒輪傳動的傳動比為 2，載荷平穩(wěn)。 2、選擇小齒輪輪齒數(shù) ，通常 =9，應按齒輪速 和傳動比 選取。min1z?inzvi 當 增大時，齒輪條緊邊的拉力下降，多邊形效應減少，嚙入時齒輪節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角減 少，磨損小，但傳動的尺寸、重量增加。 參考表 11-2【1】 初步確定小齒輪輪齒數(shù) =251z 3、確定大齒輪輪齒數(shù) =2z 20347max1?????zi 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 12 （三） 選取齒輪節(jié)數(shù)和齒輪型號 1、確定計算功率 根據(jù) 89.0)17()9(.08.1??zKZ 計算功率為 kWPZAC6.8.05? 式中 —計算功率， ； —傳遞的名義功率， ；k —工況系數(shù)；AK —小齒輪輪齒數(shù)系數(shù)Z 2、選擇齒輪型號和節(jié)距 為使傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)緊湊，宜選用節(jié)距較小的齒輪條。為傳動平穩(wěn)，采用中心線偏離垂 直線約中心線偏垂直線 。?3 根據(jù)計算功率 =0.618kw 和 =248.2r/min,查圖 11-2【1】 可選齒輪條型號為 ,查得CP1n AoN08 齒輪條節(jié)距為 。mp7.12? 3、初定中心距 初定中心距應首先考慮結(jié)構(gòu)要求，此設計為中心距不能調(diào)整的傳動，故取最大允許中心 距 =80×12.7=1016pa80mx? 一般初定中心距 ~635 ，取 =4003817.2)50~3()503(0 ???pa m0a 4、齒輪條節(jié)數(shù) 根據(jù)表 11-2【1】 ， 得齒輪條節(jié)數(shù) 21020π?????????zapzpaLP 725.82347.17.4?? 式中 —齒輪條節(jié)數(shù)，節(jié)pL 應圓整為整數(shù)，為避免使用過渡齒輪節(jié)，盡量取偶數(shù)，故圓整 為 88 節(jié)數(shù)。pL 5、齒輪條長度 mpmL6.17.28???? 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 13 （四）確定實際中心距 精確中心距 由于數(shù)值 ，中心距計算系數(shù) =0.24907176.43812????????zLP LK 根據(jù)表 11-2【1】 ， ，得理論中心距 mKpaLP???)(2 m375.8940.378.2???? 實際中心距 ，通常取 a?' maa581.~79.0)4.~02(?? 取 =388mm 'a （五） 計算作用軸上載荷 1、計算齒輪速，確定潤滑方式 根據(jù)表 11-2【1】 可知 smpnzv/106???sm/87.0/.2437? 式中 —齒輪速，vs/ —主動齒輪輪轉(zhuǎn)速，1nin/r ，可知該傳動為中速傳動sms8.0~6/87.0?? 根據(jù) 和型號 -1,所以采用滴油潤滑。v/. AoN08 2、有效圓周力 根據(jù)表 11-2【1】 ，有效圓周力 NvPFt 2.6387.051??? 式中 P—傳遞的名義功率， ；kW 對接近于垂直的傳動，作用于軸上的力 NFKtA 8.632.105.05.1????? 式中 —工況系數(shù)，上述已查其值； （六） 圓柱齒輪的耐疲勞工作能力計算 當齒輪條傳遞功率超過額定功率、齒輪條的使用壽命要求小于 15000h 時，其疲勞壽命的 近似計算如下。 設 為齒輪板疲勞強度限定的額定功率， 為圓柱套筒沖擊疲勞強度限定的)('0kWP )('0kWP 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 14 額定功率，P 為要求的傳遞功率，則在鉸齒輪不發(fā)生膠合的前提下對已知齒輪傳動進行疲勞 壽命計算如下： 由 kWKPA5.01.?? 由式（9.3-6 ） 【3】 得 =1.172 pnz028.39.018.'045????????k 由式（9.3-7 ） 【3】 得 =0.1335.1 80'0??npzPkW 故 ，則 =28128h)('0kW??PAK)('0 10150 'PALKT??????? 式中 —使用壽命， h；T —小齒輪輪齒數(shù)；1z —小齒輪輪轉(zhuǎn)速， ；nmin/r —多排齒輪排數(shù)系數(shù)；PK —工況系數(shù)；A —齒輪節(jié)數(shù)。PL 即該齒輪條滿足要求。 四、圓柱齒輪齒輪輪 本次設計中采用圓柱齒輪與齒輪輪的嚙合形式。因圓柱齒輪與齒輪輪的嚙合屬非共軛嚙 合傳動，故齒輪輪齒形的設計有較大的靈活性。根據(jù) GB/T 1243-1997 規(guī)定的最大和最小齒槽 形狀來確定齒輪輪齒槽的基本形狀 （一） 主動齒輪輪的齒形設計 最大齒槽形狀：齒側(cè)圓弧半徑 26.264er ???)180(0.2minzdrre m 圓柱定位圓弧半徑 3.667i 3i 69.5rr 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 15 圓柱定位角 114.7°a?1 omin90-°2za 最小齒槽形狀：齒側(cè)圓弧半徑 15.96 er ?)(.axdrre m 圓柱定位圓弧半徑 3.535i ?ri50m 圓柱定位角 134.71°a1 oaxz9-°4 齒輪輪的實際齒槽形狀，應在最大齒槽形狀和最小齒槽形狀的范圍內(nèi)。因三圓弧- 直線齒形符合上述規(guī)定的齒槽形狀范圍，故齒輪輪的基本參數(shù) 【3】 ，計算如下： 齒溝圓弧半徑 1r 568.30.5.1???rdrm 齒溝半角 51.5° 2/a 1 oz-°2/a 工作段圓弧中心 O2的坐標 = 4.4 )2/(sin8.0?rdM? =3.5corTm 工作段圓弧半徑 2r 17.95.3.12??r 工作段圓弧中心角 ° ? .4z6-°81o?? 齒頂圓弧中心 O3的坐標 =8.9510cs3.dW orm =1.6718in.zV or? 齒形半角 =13.2° /2? 1o6472/?? 齒頂圓弧半徑 5.1 3r ????05.)32.1cs8.0s3.(3 ??rd m 工作段直線部分長度 bc 0.66 ??)in2irbc e 點至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18.4 ?23.1(pdr 注：式中 鉸卷外徑 主動齒輪輪齒數(shù)7?rdm71z （二） 軸面齒廓尺寸 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 16 根據(jù)表 9.3-14【3】 得齒輪輪的主要尺寸如下： 分度圓直徑 d1z°80sinpd?1.697°si.2?m 齒頂圓直徑 78a ???ra dp5.mx 76?rzd)61(in m 取 =77adm 齒根圓直徑 =69.1-7=62.1fdrfd?? 分度圓弦齒高 5.03ah ?????????ra dpzh5.08.625.01mx 2.85?)(.inra m 取 =4ahm 故主動齒輪輪的主要尺寸如下表： 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 69.1 77 62.1 4 （2）確定實際中心距 中心距 =389.375221211[()()8()]4ppzzzaLL???????m 取 =388mm 'a （三） 齒輪輪結(jié)構(gòu)尺寸 選用整體式鋼制小齒輪輪 根據(jù)表 9.3-16【3】 ， ，可得以下齒輪輪結(jié)構(gòu)尺寸： 參考聯(lián)軸器的標準直徑和主動齒輪輪的定位尺寸mdk34ax? 取 mdk2? 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 17 輪轂厚度 =9.16hdKhk01.6??m 式中 由于 ,取 =4.80~5?K 輪轂長度 l 2.3.l 輪轂直徑 hd4??hdkh （四）從動齒輪輪的齒形設計 同理，從動齒輪輪的齒形設計可參考主動齒輪輪的齒形設計方法。 最大齒槽形狀：齒側(cè)圓弧半徑 74.8er?miner 圓柱定位圓弧半徑 3.667i i 圓柱定位角 117.4°amina 最小齒槽形狀：齒側(cè)圓弧半徑 30.24 er?axer 圓柱定位圓弧半徑 3.535i rid50.mm 圓柱定位角 137.4°aax 齒溝圓弧半徑 1r 68.31?r 齒溝半角 53.2° 2/a2/ 工作段圓弧中心 O2的坐標 = 4.5 Mm =3.35T 工作段圓弧半徑 2r 17.92?r 工作段圓弧中心角 ° ?46? 齒頂圓弧中心 O3的坐標 =9.06Wm =0.84V 齒形半角 =15.1° /2?2/? 齒頂圓弧半徑 4.99 3r ?3r 工作段直線部分長度 bc 0.0.79 bcm e 點至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18.1 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 18 （五） 軸面齒廓尺寸 根據(jù)表 9.3-14【3】 得齒輪輪的主要尺寸如下： 分度圓直徑 d?d138m 齒頂圓直徑 146.9a ax 144.3min 取 =146adm 齒根圓直徑 =131fdfd 分度圓弦齒高 4.74ah?maxh 2.85?)(5.01inpm 取 =4ahm 故主動齒輪輪的主要尺寸如下表： 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 138 146 131 4 （六）齒輪輪結(jié)構(gòu)尺寸 輪轂厚度 =12.61h dKhk01.6??m 式中 由于 ,取 =6.45~K 取 k29 輪轂長度 l 36.?hl 輪轂直徑 hd .54?dkm Dg=123.7 取 123mm 五、 齒輪齒合傳動裝置的設計計算 （一） 齒輪類型和精度等級 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 19 刷墻機為一般工作機器，速度不高，且功率 ,故選用直齒圓柱齒輪傳動，選用kWP5.0? 8 級精度（GB 10095-88） （以下說明） 。 （二） 按齒面接觸疲勞強度計算 初步計算 轉(zhuǎn)矩 =44324.71T 1.2450.9105.9661 ????nPT 1TmN? 齒寬系數(shù) 由表 12.13【4】 ，取 =1.0 =1.0d?d?d? 接觸疲勞極限 由圖 12.17c【4】 limH? MPaH7501lim??82li 初步計算的許用接觸應力 （式 12.15） 【4】][H7509.][1lim1???H? =675][1H?MPa =52258090][2lim2???H?][2H 值 由表 12.16【4】 ，取 =90dA dA 初步計算的齒輪直徑 (式 12.14） 【4】1d321][uTHd????? =61.93250.749???m 取 =651dm 初步齒寬 =65b61db?b 3.5.3.校核計算 圓周速度 =0.42v 106.245106???nv vsm/ 精度等級 由表 12.6【4】 選 8 級精度 齒數(shù) z 和模數(shù) m 初選齒數(shù) ；25z =2.6/6/1?d 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 20 由表 12.3【4】 ，取模數(shù) 2.5 2.5 ?m?m 則 26 z=26?5.2/6/1dz 使用系數(shù) 由表 12.9【4】 =1.35AK AK 動載系數(shù) 由圖 12.9【4】 =1v v 齒間載荷分配系數(shù) 由表 12.10【4】Ha 先求 =1043657.43221??dTFt N =21.7 1000.bKtAm// (式 12.6） 【4】 1.76 261.38cos12.38??????????????z ??? =0.87 (式 12.10） 【4】 76.4??Z 87.0?Z 由此得 32.18.012???KHa 32.1?HaK 齒向載荷分布系數(shù) 由表 12.11【4】? bCdbBAH3 210?????????? =1.37 =1.37651.6.7. 32?? ?HK 載荷系數(shù) （式 12.5） 【4】 =2.44K3.135.1???HVAK 彈性系數(shù) 由表 12.12【4】 EZ MPaZE8.19? 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖 12.16【4】 =2.5H H 接觸最小安全系數(shù) 由表 12.14【4】 =1.05minS minS 總工作時間 =4800hht ht 應力循環(huán)次數(shù) 由表 12.15【4】 ，估計 ,則指數(shù) m=8.78LN9710??LN 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 21 minihiVLTtN????????ax1160? =48.2? LN7109.4? 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確。 接觸壽命系數(shù) 由圖 12.18【4】 =1.18NZ NZ 許用接觸應力 （式 12.11） 【4】][H?05.187][minl??HNSZ? =843.9 ][H?MPa 驗算 （式 12.8） 【4】ubdKTZHE21????? =518.1 ][1.58HHa???? 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合理，齒輪尺寸無需調(diào)整。否則，尺寸調(diào)整后還應再 進行驗算。 （四）確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 d 因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整， 故分度圓直徑不會改變，即 mz652.??? md65? 中心距 =32.5ama.3// a 齒寬 =65bdb1? b 齒頂高 =2.5ahha5.2*??? ah 齒根高 =3.125f mcf 125.3).0(() ???fm 齒頂圓直徑 =70adhdaa 75262 ad 齒根圓直徑 =58.75f ff .8.?? f 齒距 =7.85pmp8.7? pm 齒輪中心到齒合基準線距離 H =32.5d5.32/6/?? H 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 22 基圓直徑 =61.1bd mdob 1.620cs65cos????bdm 3.5.5．按齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) =0.66 =0.66?Y82.175.07.25.0??? ?Y 齒間載荷分配系數(shù) 由表 10.10【4】 ， =1.51FaK6.0/??YKFa FaK 齒向載荷分布系數(shù) ? .)5.2/(6/??hb 由圖 12.14【4】 35.1??F 載荷系數(shù) =2.75K 35.13.1????FVAKK 齒形系數(shù) 由圖 12.21【4】 =2.60FaY FaY 應力修正系數(shù) 由圖 12.22【4】 =1.59s s 彎曲疲勞極限 由圖 12.23c【4】 limF? MPF601lim?? a452li 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12.14【4】 =1.25limFS limFS 彎曲壽命系數(shù) 由圖 12.24【4】 =0.95NY NY 尺寸系數(shù) 由圖 12.25【4】 =1.0X X 許用彎曲應力 (式 12.19) 【4】 =456 ][F?25.10.96 ][minl??FXNSY? ][F?MPa 驗算 （式 12.16） 【4】?YbdKTSAFaF =63 6.0591.25.6743.2??? MPaPaF63??][F 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核 六、 軸的設計計算 （一） 齒輪軸的設計計算 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 23 1、輸出軸的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩PnT 由上述計算可知 =0.44298.0547.031????輸 kW =124.1 mi/r 于是 mNnT ???7.341.2995 2、作用在齒輪上的力 已知齒輪軸的分度圓直徑為 zd65.??? 而 圓周力 NTFt 104657.32?? 徑向力 Otr 9.382tan.an? 3、初步確定軸的最小直徑 軸的材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。初步估算軸的最小直徑。 （式 15-2） 【5】30PdAn? 取 則12?OAmd1.7.24013min??? 軸的最小直徑顯然是安裝從動齒輪輪處軸的直徑 。此軸上有一鍵槽，應適當增大軸徑：1d 單鍵增大 5%。 取 d18min? 為了使所選的軸與齒輪輪孔徑相適應，同時，齒輪輪軸孔的直徑是 ，故取m29? ；又由于齒輪輪輪轂長度為 ，故該軸尺寸 ；d291? ml3?l31? （二）軸的結(jié)構(gòu)設計 1、擬定軸上零件的裝配方案 選用裝配方案：螺母、軸端擋圈、齒輪輪、軸承端蓋、右端軸承、 、右端套筒、齒輪軸、 左端套筒、軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝。 2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）為了滿足從動齒輪輪的軸向定位要求， 軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度cb? ，故取 段的直徑 ； 長度可參考安裝mdh)3~1.2().0~7.(?? md32?bc? 尺寸取 l62 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 24 （2）初步選取滾動軸承。因軸承受到徑向力較大，故選用單列向心球軸承。參照工 作要求并根據(jù) ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列向心球軸承 6207，其尺寸md32? 為 ，故 、 ；而 。175??BDmd3573?l197 md65? 軸端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。根據(jù)軸承的安裝尺寸， 。424 其余尺寸可根據(jù)其他相關零件而確定，即 ，l5l264 （三）軸的強度計算 按彎扭合成強度條件校核計算 通過軸的結(jié)構(gòu)設計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸、軸上零件的位置、以及外載荷和支反力的作用 位置均已確定 許用應力值 用插入法由表 16.3【4】 查得 ，MPab5.102][??Pab60][1??? 應力校正系數(shù) 5.1026][??b?? 59.? 表 6 齒輪軸受載計算結(jié)果 由于齒輪為K式直齒輪，按彎扭合成應力校核的強度 mNMTCa ????8.36152)(2? PaPaWa 0][9.481???? 故安全。 （四）主動齒輪輪軸的設計計算 由從動齒輪輪的結(jié)構(gòu)尺寸可知軸的直徑為 ，其長度可參考裝配尺寸確定。此軸md30? 所受載荷較?。珊雎裕?，可不進行強度校核計算。 載荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 NF45.19021?NF3.5243? 彎矩 mMV?38 mMH?.8 總彎矩 H??071.2.822 扭矩 NT????.6340159.0? 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 25 使用系數(shù) ：由 12-9 =1.5H??A? 動載荷系數(shù) :由 12.9 =1.15V V 齒間載荷分配系數(shù) ：由圖 12.10，先求H? . 由此可得 12tTFd? KHα= = =1.25 1??2 ?? 10.8942 =1.25H?? 七、 傳動結(jié)構(gòu)及設計 其結(jié)構(gòu)示意圖如圖所示： 傳動結(jié)構(gòu)圖 傳動軸的設計因材料為 Q235A 鋼，其密度 ，與的直徑 D=320mm. 3/108.7mkg??? 若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內(nèi)） =0.97，則?kwp14697.01633??? 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 26 min/4.796.120rinw?NT???5.95 1、則軸的角轉(zhuǎn)速 sradnw/31.8602??mrV/62.5.???12?sf? 2、軸的最小直徑的確定 式中 3pdAn-kW;r/min??軸 轉(zhuǎn) 遞 的 功 率 ， 單 位 為軸 的 轉(zhuǎn) 速 ， 單 位 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，選取 =112。于是 得A?npAd2.137??? 3、電動筒體強度的校核 已知 功率 P=2.2kW,帶速 筒長 l=600mm,直徑 D=320mm，smv/5.0? 筒體厚度 t=15mm,材料為 Q235 鋼板。 由式 \ --圓周驅(qū)動力；NvpFu58410?uF 由式 10.235 02.8~4rad1602435rad2e.Ue?????? ???????????輸 送 帶 與 滾 筒 之 間 的 摩 擦 系 數(shù) ， 按 潮 濕 空 氣 運 行 取 ；滾 筒 的 為 包 角 ， 一 般 在 之 間 現(xiàn) 取)。由 此 可 以 得 出 ： ? ?? ， 21UF?12F?緊 邊 拉 力 ； -松 邊 拉 力 ； 代入得 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 27 =2 =116800N， = =58400N；1FU2FU NK980.157.2???? ， --為所受轉(zhuǎn)矩；mDFMU?3620843 3M 設輸送帶平均張力 F 沿長度 L 均勻地分布在上，則單位長度上受的力 q=,l因 此 N1609784.9412max ???? 此中 W--抗彎截面模數(shù)， 23(/)nMNW??? 對于內(nèi)徑 d，外徑為 D 的電動，其抗彎截面模數(shù)應按圓柱殼理論選?。?30.196()6Rttm??A 因此 MW?2225.09(/).MNmRtt? 233322.47/2(.16)tt?? 式中 R—殼（）的平均半徑，mm; t—殼()的厚度，mm; 則 正應力 22/.903.5mNtR?? 22/1.547.tM? 根據(jù)第四強度理論，合成彎矩可以寫成： 22223 22ss()3[](/)4N/m; N/m;[] []=N/1.5Q235A3MPa,[]=16.7MPah hM??????????????或彎 矩 作 用 下 的 正 應 力 ， 扭 矩 作 用 下 的 剪 切 應 力 ，許 用 應 力 ， 按 第 四 強 度 理 論 ， 取 。通 常 電 動 滾 筒 體 均 為 剛 制 造 ， 該 剛 的其 許 用 應 力 。 ?????? ?????2222 /0.6.49mh 計算強度校核通過。 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 28 八、傳動軸的結(jié)構(gòu)設計 （一）擬定軸上的零件方案，現(xiàn)選用下圖 4-1 的裝配方案。 （二） 根據(jù)定位和裝配的要求確定軸的各段直徑和長度，軸的尺寸見軸的零件圖。 （三） 軸上零件的周向定位 聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵聯(lián)結(jié)，滾動軸承與軸的周向定 位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。mNMHE????4.12582 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 E）的強度。根 據(jù)式 22()caTW???? 式中 --------軸的計算應力，單位為 MPa；ca M-----軸所受的彎矩，單位為， 。NmA T-----軸所受的扭矩，單位為， 。 W----軸的抗彎截面系數(shù)，單位為 ，對沒鍵槽的3 由式 W= 33.140.2d? ---許用彎曲應力，對也選定的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理， 。1[]?? 1[]60MPa???22()caMTW??????a6.1160.75458322??? 因有 ，因此，此軸安全。1[]ca??? 第四章 切刀設計 刀片的作用是切割蔬菜料。它的內(nèi)孔為方形，安裝在皮帶前端的方軸上隨其一起旋轉(zhuǎn)， 刀刃的安裝方向應與皮帶旋向相同。刀片的規(guī)格有 2 刃、3 刃、4 刃、6 刃、8 刃。 刀片用 ZG65Mn 材料制造，淬火硬度為 HRC55 - 60，刃口要鋒利，與樣板配合平面應平 整、光滑。 自動切菜機刀片的幾何參數(shù)對自動切菜機出料有很大的影響，國產(chǎn)大部分刀片刀刃速度 呈現(xiàn)外大內(nèi)小的分布，傳統(tǒng)刀片的幾何參數(shù)（刀刃角度）有不盡合理之處，因此有很多需要 改進的地方。刀片絞蔬菜時，刀片呈現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運動，在轉(zhuǎn)速一定的條件下每一片刀刃離旋轉(zhuǎn)中 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 29 心越遠，則絞蔬菜的線速度越快，同時產(chǎn)生的熱量也就越多，因此刀片的線速度不能太高。 在刀片旋轉(zhuǎn)速度以及螺桿進料速度一定的情況下，刀片的前角越大，切割蔬菜所需要的力以 及切割蔬菜產(chǎn)生的熱量就越小，反之則越大，但是，前角很大時，則因刀具散熱體積小而是 刀具切削蔬菜產(chǎn)生的熱量不易擴散，以至于刀具的溫度不易下降，因此刀具的前角應該取一 個合理的數(shù)值。對于刀刃的后角，可以減小后刀面的摩擦，同時在前角不變的情況下增大后 角可以使刀刃鋒利。刀刃磨損后將使刀刃變鈍，這樣會使蔬菜在切割的過程中變形能增加， 同時由于磨損后刀片的后角為零，加大了刀片和網(wǎng)眼的摩擦，使得整個絞蔬菜過程產(chǎn)生的熱 量增加。另外，在同樣的磨鈍標準 VB 下，后角大的刀片由新用到鈍所磨去的金屬體積較大， 這說明增大后角可以增加刀具的耐久度，但同時刀刃的強度也會有所削弱，因此也應該選擇 一個合理的范圍。對于刃傾角來說，增大刃傾角的絕對值，可以減小刀刃的實際鈍圓半徑， 這說明增大刃傾角可以使刀刃變的更鋒利。根據(jù)以上的分析，可以設計出與傳統(tǒng)刀具不同的 更加合理的刀具，主要來說有以下幾點： 1、 增加刃傾角，以提高刀具的鋒利程度。 2、 適當減小后角，以增加刀片的壽命。 3、 增加前角，以減小絞蔬菜所需的力以及功率。 4、 采用全圓弧的前刀面結(jié)構(gòu)，以改善刀刃強度。 5、 采用可換式刀片結(jié)構(gòu)，以節(jié)約刀體材料，并可選用不同的幾何參數(shù)的刀片。 一、刀片的設計 刀片的幾何參數(shù)對所絞出蔬菜的顆粒度以及產(chǎn)品質(zhì)量有著很大的影響，現(xiàn)對十字刀片的 各主要幾何參數(shù)進行設計。 十字刀片如圖(5－1)所示。其每一刃部的絞蔬菜(指切割蔬菜的)線速度 分布亦如該圖所 示。從圖上可以看出其刃部任一點位置上只有法向速度 。 ?v 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 30 圖 5-1 自動切菜機刀片片示意圖及每一葉刀片上速度分布 其值為： （ ）????30nvp Rr? 式中： －刀片刃部任一點的線速度 m／s； n－刀片的旋轉(zhuǎn)速度 rpm； －刀片刃部任一點至旋轉(zhuǎn)中心的距離 mm；? r－刀刃起始點半徑 mm ； R—刀刃終止點半徑 mm； 再從任一葉刀片的橫截面上來看 [圖(5-1)A— A 截面]，其刃部后角 較大，而前角? 及刃傾角 都為零。 ?? 因此，該刀片的幾何參數(shù)(角度)不盡合理。故再將以一葉刀片的與網(wǎng)眼扳相接觸的一條 刀刃為對象，分析刀片上各參數(shù)的作用及其影響，設計各參數(shù)。 （一）刀刃的起訖位置 絞蔬菜時，自動切菜機的十字刀片作旋轉(zhuǎn)運動。從式[I]可以看出，在轉(zhuǎn)速一定的條件下， 刀刃離旋轉(zhuǎn)中心點越遠，則絞蔬菜(指切割蔬菜的)線速度越快。并且在螺桿進科速度也一定 的條件下，假定絞蔬菜時刀片所消耗的功全部轉(zhuǎn)化為熱能，則任一與網(wǎng)眼板相接觸的刀刃， 在單位時間內(nèi)產(chǎn)生的熱量為： VFQ?? 式中：Q－單位時間內(nèi)任一與網(wǎng)眼板相接觸的刀刃切割蔬菜所產(chǎn)生的熱量（ J／s） F－鉸蔬菜時任一與網(wǎng)眼板相接觸的刀刃上的切割力（N ）（參見第二部分刀刃的前角 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 31 式[4]) －任一刀刃切割蔬菜的線速度（m／s）? 所以，絞蔬菜(切割蔬菜)的線速度越快，則所產(chǎn)生的熱量也越大，因此絞蔬菜的線速度 不能很高。 根據(jù)經(jīng)驗，我們知道一般絞蔬菜時刀刃切割蔬菜的錢速度處在 30 一 90m／min 之間最為理想，因此由這些數(shù)據(jù)可估算出刀刃的起訖位置，即刃的起點半徑 和終點半徑? R。 根據(jù)式[1]得： [3]?????n30 我們已知十字刀片得轉(zhuǎn)速n＝326r/min 當 時， ，mi? ＝30m/min=0.5m/sr? m65.14.0326/?????? 當 時， ， minR s/.in/9? R＝ m435.13260/???? 圓整后取:r=15mm R=45mm （二）刀刃的前角 ? 當十字刀片絞蔬菜時，其任一與網(wǎng)限板相接觸的刀刃上的受力情況 其值為： ????? sincoisfnfnfn FF????? 因為刀刃與網(wǎng)眼板的摩擦力為： ????nf 蔬菜與前刀面的摩擦力為： ???nfF 整理得： ??????? cos)1()(2??nnF[4] 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 32 式中：F－鉸蔬菜時任一與網(wǎng)眼板相接觸的刀刃上的切割力（N ） —刀片絞蔬菜時蔬菜的剪切抗力（N）? －刀刃與網(wǎng)眼板的摩擦系數(shù)?? －蔬菜被剪切時與前刀面的摩擦系數(shù)? －刀片的前角（ ）?90?? －網(wǎng)眼板作用于刀刃上的壓力（N）?nF －蔬菜被切割時作用于前刀面的壓力（N）? 由于 ??A?? 式中： －蔬菜的抗剪應力，與蔬菜的質(zhì)地有關 －蔬菜被剪切的面積，與網(wǎng)眼板的網(wǎng)眼直徑有關? 所以 與蔬菜的質(zhì)地及網(wǎng)眼的直徑有關，故選定網(wǎng)眼板之后， 可以看成為常量，故令F ?F 。1C?? 由于 是網(wǎng)眼板作用于刀刃上的壓力，可以看為刀片的預緊壓力，是常量，故令?n 。 是刀片切割蔬菜時，蔬菜對前刀面的壓力與速度v有關，故令 。2Fn?? ][vnF?? 簡化式[4]得： [5]?????cos)1()(2][21 ???vFC 從式[5]和式[2]可知，刀刃前角 的大小，直接影響著絞蔬菜過程中的切割力，以及切 割蔬菜時所產(chǎn)生的溫度。 在刀片旋轉(zhuǎn)速度以及螺桿進料速度都一定的情況下，前角大，切割蔬菜所需的力和切割 蔬菜所產(chǎn)生的熱都?。环粗?，則大。但前角很大時，則因刀具散熱體積小而使切割蔬菜時所 產(chǎn)生的溫度不能很快冷卻。因此，在一定的條件下，前角有一合理的數(shù)值范圍： 一般?。?(蔬菜質(zhì)軟取大值，反之取小值)?4025??? （三）刀刃的后角 刀刃后角的目的：一是減小后刀面與網(wǎng)眼板(包括三眼板)表面的摩擦；二是在前角不變 的情況下，增大后角能使刀刃鋒利。 刀片磨損后將使刀刃變鈍，使蔬菜在絞蔬菜(切割)過程中變形能增加，同時由于磨損后 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 33 刀片的后角基本為零，加大了刀片與網(wǎng)眼扳的摩擦，兩者都使絞蔬菜過程中產(chǎn)生的熱量增多。 另外，在同樣的磨鈍標準V B下，后角大的刀片由新用到鈍所磨去的金屬體積較大[如圖 4-3所示 ]。這說明增大后角可提高刀片的耐用度，但同時也帶來的問題是刀片的N B磨損值大 (反映在刀體材料的磨損過大這一方面)，并且刀刃極度也有所削弱，故后角也有一合理的數(shù) 值范圍： 一般取： (蔬菜質(zhì)軟取大值反之取小值)?53??? （四）刀刃的刃傾角 從分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃來得知刀傾角 對刀片性能的影響情況。 ? 在任一葉刀片的法剖面內(nèi)，當把刀刃放大看時，可以把刀刃看成是一段半徑為 的圓弧?r [圖 5－4]，由于刀刃有刃傾角 ，故在線速度方向剖面內(nèi)的刀刃將變成橢圓弧(斜剖刀刃圓? 柱所得) 橢圓的長半徑處的曲率半徑，即為刀刃實際純圓半徑 。 er0 其關系為： [6] ?cos0ner? 由此可見，增大刀傾角 的絕對值，可減小刀刃的實際鈍圓半徑 ，這就說明增大刃傾er0 角就可使刀刃變得較為鋒利。 一旦刀刃的起訖半徑 r 及 R 確定后，其最大初始刃傾角 就可確定了[參見圖 4-5]：max0? [7]/arcsinmx0?? 初始刃傾角按下式計算： [8])/(20 bRrtg? 式中：r－刀刃起始點半徑(mm)； R－刀刃終止點半徑(mm)； b－葉刀片外端寬度（mm）; －初始刃傾角；0? （五）刀刃上任一點位量上絞蔬菜速度 由于有了刃傾角，故刀刃上任一點相對于網(wǎng)眼板的速度 ，將可以分解為垂直于刃的法?v 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 34 向速度分量 和平行于刃的切向速度分量 。nv? rv? 即： ???? 其值為： )(30Rprnv?????cosn??ivr 又因為： ??/s' in'R? 所以： 30sicos 22???? 整理得 0/sin22???Rvn? （ ）30/i??? Rpr? 式中： －刀刃上任一點位置的法向速度分度 m／s；nv －刀刃上任一點位置的切向速度分量 m／s；? －刀刃上任一點至刀片旋轉(zhuǎn)中心距離 mm；? －刀刃的初始刃傾角；?? －與刀刃相切的圓計算半徑 mm；'? R－刀刃的終點半徑 mm； r－刀刃的起點半徑 mm； （六）刀片的結(jié)構(gòu) 根據(jù)以上對刀片各個幾何參數(shù)的分析，得出刀片的結(jié)構(gòu)圖（圖 4-8），此刀片的特點： 1、 后角取 4 ，刀片的壽命較長；? 2、 前角取 30 ，以減小絞蔬菜所需的力及功率； ? 3、 增加刃傾角，以提高刀刃的鋒利度； 壓縮包內(nèi)含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 35 4、 采用全圓弧形的前刀面結(jié)構(gòu)，以改善刀刃的強度； 5、 采用可換式刀片結(jié)構(gòu)，以節(jié)約刀體材料并可選用不同幾何參數(shù)刀片。 第五章 自動切菜機使用方法 一、沖洗 每次使用自動切菜機前，得簡單沖洗一下。一般而言，自動切菜機在上次用完后都是及時 清洗過的，使用前的清洗，主要是沖掉機器內(nèi)外的浮塵等。另一個好處是，使用前的沖洗會 使絞蔬菜比較變得輕松流暢，也會使工作結(jié)束后的清洗變得比較省事。 二、安裝 不少人喜歡在每次絞蔬菜后把機器安裝完整，其實這種方法并不可取。比較理想的做法是， 每次用畢后，應將清洗干凈的自動切菜機以散件形式擺放于木質(zhì)箱柜中，或等其完全晾干后 再行組裝，不宜馬上組裝。 安裝先從組裝開始。先將輥子送進機腔內(nèi)，為減小磨損，可在轉(zhuǎn)軸處滴一滴食用油，再將 刀頭安裝在輥子上，注意刀口朝外。再將漏口安裝至刀頭，輕輕搖動使三者跟機腔緊密切合， 再將堅固螺母安裝到漏口外側(cè)，注意要松緊適度，太松會使蔬菜沫從邊縫漏出，太緊會損傷 絲口。最后安裝絞把，注意手柄朝外，將缺口對準后套進去，然后擰上堅固螺絲。 安裝機器比較簡單，最重要的是選好合適的固定件，如比較大的木案板，將咬合口對準案板， 邊緣后，旋緊緊固螺絲。因為絞蔬菜比較用力，所以固定機身時最好最好用螺絲刀等工具輔 助堅固一下，以防工作過程中機器松動。 三、清洗 先準備好干凈的牙刷、試管刷等輔助用品，再按反方向?qū)C器卸開，將機腔內(nèi)的蔬菜沫蔬 菜塊清理出來，再將機器泡到含有洗潔精的溫水中，用牙刷等將所有機件一一清洗干凈，再 用自來水沖洗兩遍。