机械毕业设计958绞肉机的设计说明书

目 录

目录……………………………………………………………………………………………………1 中文摘要………………………………………………………………………………………………3 ABSTRACT ………………………………………………………………………………………… 3 第1章 绪论………………………………………………………………………………………… 3 第2章 结构及工作原理…………………………………………………………………………… 4 2.1绞肉机的结构…………………………………………………………………………………4 2.1.1送料机构………………………………………………………………………………… 4 2.1.2切割机构………………………………………………………………………………… 4 2.1.3驱动机构………………………………………………………………………………… 4 2.2绞肉机的工作原理……………………………………………………………………………5 第3章 螺旋供料器的设计………………………………………………………………………… 5 3.1绞笼的设计…………………………………………………………………………………… 5 3.1.1绞笼的材料……………………………………………………………………………… 6 3.1.2螺旋直径………………………………………………………………………………… 6 3.1.3螺旋供料器的转速……………………………………………………………………… 6 3.1.4螺旋节距………………………………………………………………………………… 6 3.2绞筒的设计………………………………………………………………………………… 6 第4章 传动系统的设计…………………………………………………………………………… 7 4.1电机的选择………………………………………………………………………………… 7 4.2带传动的设计…………………………………………………………………………………8 4.2.1设计功率………………………………………………………………………………… 8 4.2.2 选定带型………………………………………………………………………………… 8 4.2.3 传动比…………………………………………………………………………………… 8 4.2.4 小带轮基准直径………………………………………………………………………… 8 4.2.5 大带轮基准直径………………………………………………………………………… 8 4.2.6 带速验算………………………………………………………………………………… 8 4.2.7 初定轴间距……………………………………………………………………………… 9 4.2.8 所需带的基准长度……………………………………………………………………… 9 4.2.9 实际轴间距……………………………………………………………………………… 9 4.2.10 小带轮包角………………………………………………………………………………9 4.2.11单根V 带的基本额定功率………………………………………………………………9 4.2.12 i ≠1时单根V 带型额定功率增量…………………………………………………… 9 4.2.13 V带的根数………………………………………………………………………………9 4.2.14 单根V 带的预紧力…………………………………………………………………… 10 4.2.15作用在轴上的力…………………………………………………………………………10 4.2.16带轮的结构和尺寸…………………………………………………………………… 10 4.3齿轮传动设计……………………………………………………………………………… 11

4.3.1选择材料，确定σH lim 和σF lim 及精度等级……………………………………………11 4.3.2按接触强度进行初步设计……………………………………………………………… 11

4.3.2.1确定中心距…………………………………………………………………………11 4.3.2.2 确定模数……………………………………………………………………………11 4.3.2.3确定齿数……………………………………………………………………………11 4.3.2.4计算主要的几何尺寸………………………………………………………………12 4.3.3校核齿面接触强度……………………………………………………………………12 4.3.4校核齿根的强度………………………………………………………………………13 4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算……………………………………………………15 4.3.5.1确定齿厚偏差代号…………………………………………………………………15 4.3.5.2确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值……………………………………15 4.3.5.3确定齿轮副的检验项目与公差值…………………………………………………15 4.3.5.4 确定齿坯的精度……………………………………………………………………16 4.4轴的设计 …………………………………………………………………………………… 17 4.4.1按扭转强度计算………………………………………………………………………… 17 第5章 绞刀的设计………………………………………………………………………………… 18 5.1绞刀的设计………………………………………………………………………………… 18 5.1.1刀刃的起讫位置…………………………………………………………………………19 5.1.2刀刃的前角………………………………………………………………………………19 5.1.3刀刃的后角……………………………………………………………………………… 21 5.1.4刀刃的刃倾角 …………………………………………………………………………21 5.1.5刀刃上任一点位量上绞肉速度…………………………………………………………23 5.1.6绞刀片的结构……………………………………………………………………………24 第6章 生产能力分析……………………………………………………………………………… 25 6.1绞刀的切割能力…………………………………………………………………………… 25 6.2 绞肉机的生产能力………………………………………………………………………… 25 6.3功率消耗………………………………………………………………………………………25 设计总结………………………………………………………………………………………………26 鸣谢……………………………………………………………………………………………………26 参考文献………………………………………………………………………………………………26

中文摘要

本文论述了肉类加工机械—绞肉机的工作原理、主要技术参数、传动系统、典型零件的结构设计及生产能力分析。

关键词：绞肉机，挤肉样板，绞刀，绞笼

ABSTRACT

The principle, technical pare-maters, transmiting system and main parts structure of mincing ma-chine were introduced. The productingcapacity was analysed.Keywords Mincing machine Holds plate Cutting blade Transfer auger Key words: meat chopper ，reamer

第 1 章 绪 论

随着国民经济的发展和人民生活水平的提高，人民对食品工业提出了更高的要求。现代食品已朝着营养、绿色、方便、功能食品的方向发展，且功能食品将成为新世纪的主流食品。食品工业也成为国民经济的支柱产业，作为装备食品工业的食品机械工业发展尤为迅猛。

食品工业的现代化水平，在很大程度上依赖于食品机械的发展及其现代化水，离开现代仪器和设备，现代食品工业就无从谈起。食品工业的发展是设备和工艺共同发展的结果，应使设备和工艺达到最佳配合，以设备革新和创新促进工艺的改进和发展，以工艺的发展进一部促进设备的发展和完善。两者互相促进、互相完善，是使整个食品工业向现代化迈进的必要条件。

在肉类加工的过程中，切碎、斩拌搅拌工序的机械化程度最高，其中绞肉机、斩拌机、搅拌机是最基本的加工主械. 几乎所有的肉类加工厂都具备这3种设备。国内一些大型肉类加工厂先后从西德、丹麦、瑞士、日本等引进了先进的加工设备，但其价格十分昂贵。目前中、小型肉类加工企业所使用的大部分设备为我国自行设计制造的产绞肉机是为中、小型肉类加二企业所设计的较为理想的、绞制各种肉馅的机械，比如生产午餐肉罐头和制造鱼酱、鱼圆之类的产品，它将肉可进行粗、中、细绞以满足不同加工工艺的要求，该机亦可作为其他原料的挤压设备。

绞 肉 机

专业：机械设计制造及其自动化，学号：00121417，学生：王佑灵

指导教师：刘杰华 ，陈敏华，招惠玲

第 2 章 结 构 及 工 作 原 理

2.1绞肉机的结构

绞肉机主要由送料机构、切割机构和驱动机构等组成，如图2－1所示。

图2－1 绞肉机结构

1. 机架 2. 绞刀 3. 挤肉样板 4. 旋盖 5. 纹筒 6. 绞笼 7. 料斗 8. 减速器 9. 大皮带轮 10. 电机 11. 三角带 12. 小皮带轮

2.1.1送料机构

包括料斗7、绞笼6和绞筒5。其作用是输送物料前移到切割机构，并在前端对物料进行挤压。

2.1.2切割机构

包括挤肉样板3, 绞刀2, 旋盖4。其作用是对挤压进人样板孔中的物料进行切割. 样板孔眼规格有多种，可根据不同的工艺要求随时旋下旋盖进行更换。

2.1.3驱动机构

包括电机10、皮带轮9、12、减速器8、机架I 等

2.2绞肉机的工作原理

工作时，先开机后放料，由于物料本身的重力和螺旋供料器的旋转，把物连续地送往绞刀口进行切碎。因为螺旋供料器的螺距后面应比前面小，但螺旋轴的直径后面比前面大，这样对物料产生了一定的挤压力，这个力迫使已切碎的肉从格板上的孔眼中排出。

用于午餐肉罐头生产时，肥肉需要粗绞而瘦肉需要细绞，以调换格板的方式来达到粗绞与细绞之需。格板有几种不同规格的孔眼，通常粗绞用之直径为8－10毫米、细绞用直径3－5毫米的孔眼。粗绞与细绞的格板，其厚度都为10－12毫米普通钢板。由于粗绞孔径较大，排料较易，故螺旋供料器的转速可比细绞时快些，但最大不超过400转/分。一般在200－400转/分。因为格板上的孔眼总面积一定，即排料量一定，当供料螺旋转速太快时，使物料在切刀附近堵塞，造成负荷突然增加，对电动机有不良的影响。

绞刀刃口是顺着切刀转学安装的。绞刀用工具钢制造，刀口要求锋利，使用一个时期后，刀口变钝，此时应调换新刀片或重新修磨，否则将影响切割效率，甚至使有些无聊不是切碎后排出，而是由挤压、磨碎后成浆状排出，直接影响成品质量，据有些厂的研究，午餐肉罐头脂肪严重析出的质量事故，往往与此原因有关。

装配或调换绞刀后，一定要把紧固螺母旋紧，才能保证格板不动，否则因格板移动和绞刀转动之间产生相对运动，也会引起对物料磨浆的作用。绞刀必须与格板紧密贴和，不然会影响切割效率。

螺旋供料器在机壁里旋转，要防止螺旋外表与机壁相碰，若稍相碰，马上损坏机器。但它们的间隙又不能过大，过大会影响送料效率和挤压力，甚至使物料从间隙处倒流，因此这部分零部件的加工和安装的要求较高。

绞肉机的生产能力不能由螺旋供料器决定，而由切刀的切割能力来决定。因为切割后物料必须从孔眼中排出，螺旋供料器才能继续送料，否则，送料再多也不行，相反会产生物料堵塞现象。

第3章 螺旋供料器的设计

3.1绞笼的设计

绞笼的作用是向前输送物料，并在前端对肉块进行挤压。如图3－1所示，设计上采用一根变螺距、变根径的螺旋，即螺距后大前小，根径后小前大，这样使其绞笼与绞筒之间的容积逐渐减小实现了对物料的挤压作用。

绞笼前端方形轴处安装绞刀，后端面上安装两个定位键与其主轴前端面上键槽配合，以传递动力。

图3－1 绞笼

3.1.1绞笼的材料

绞笼的材料选为HT200

3.1.2螺旋直径

D =K 2G

＝0.136 m 取D ＝160mm ϕρC

G －生产能力, 由原始条件得G ＝1T/H

K －物料综合特性系数, 查表1-16得K ＝0.071 ϕ-物料得填充系数查B4表1－16得ϕ＝0.15 ρ－物料的堆积密度t/m猪肉的为1.5t/m

C－与螺旋供料器倾角有关的系数，查B4表1－15得C ＝1

3

3

3.1.3螺旋供料器的转速

由原始数据n ＝326r/min

3.1.4螺旋节距

实体面型螺旋的节距t ＝D

3.2绞筒的设计

由于肉在绞筒内受到搅动，且受挤压力的反作用力作用，物料具有向后倒流的趋势，因此在

绞笼的内壁上设计了8个止推槽. 沿圆周均匀分布，如图3－2所示

绞筒内壁与绞笼之间的间隙要适当，一般为3-5mm 。间隙太大会使物料倒流; 间隙太小绞笼与绞筒内壁易碰撞。

绞筒的物料可选用铸铁，选

HT200

图3－2 绞筒

第4章 传动系统的设计

由于绞笼只有一种工作转速，则从电机至绞笼的运动路线为定比传动，其总的传动比可利用带传动、齿轮传动等构机逐级减速后得到。

绞笼的转速不易太高，因为输送能力并不是随转速增加而增加。当速度达到一定值以后，效率反而下降，且速度过高，物料磨擦生热，出口处的压力升高，易引起物料变性，影响绞肉质量，因此绞笼的转速一般在200一400r/min比较适宜。在本机选用326r/min。 i 总=

1440

=4. 4=i ∙i 1 326

由传动比标准系列查B2表2－1 初步取i 0=1.76 i 1=2.5

根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如下：

4.1电机的选择

N=

G ∙W

η

＝4(KW)

G －绞肉机的生产能力，1000kg/h

W －切割1kg 物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，d 小则w 大，当d ＝3mm ， 取w ＝0.0030kw.h/kg。（查B5p 75）

η－传动效率，取0.75

所以根据N ＝4kw ，n ＝1500r/min，查B1表10-4-1选用Y112M-4，再查B1表10-4-2得Y112M-4

电机的结构。

图4-1 Y112M-4电动机的外观图

4.2带传动的设计 4.2.1设计功率P d

P d =K A ∙P =1. 2⨯4=4. 8kw

K A －工况系数，查B1表8－1－22 ，取K A ＝1.2 P －传递的功率

4.2.2 选定带型

根据p d 和n 1查B1图8－1－2选取普通V 带A 型，n 1－小带轮转速，为1440r/min

4.2.3 传动比

i 0=1.76 n 2＝

n 11440

=818018r /min ＝1. 76i

4.2.4 小带轮基准直径d d 1（mm ）

由B1表8－1－12和表8－1－14选定 d d 1＝100mm>d d m in ＝75r/min

4.2.5 大带轮基准直径d d 2（mm ）

d d 2=i ∙d d 1=1. 76⨯100=176cm 由B3表8－7得d d 2=180mm

4.2.6 带速验算

v =

πd d n 1

1

60⨯1000

=

π∙100⨯1440

60⨯1000

=7. 54m /s

4.2.7 初定轴间距a 0（mm ）

a 0=2(d d 1+d d 2) =280mm

4.2.8 所需带的基准长度L d 0（mm ）

L d 0=2a 0+

π

2

(d d 1+d d 2) +

(d d 2-d d 1) 2

4a 0

802

＝2⨯280+⨯280+

24⨯280

π

＝886mm

依B1表8－1－8取L d ＝900mm ，即带型为A －900

4.2.9 实际轴间距 a

a ≈a 0+

L d -L d 0

2

=280+

900-886

＝287mm 2

4.2.10 小带轮包角∂1

∂1=180- =180- = 164

d d 2-d d 1

a

⨯57. 3

80

⨯57. 3 287

4.2.11单根V 带的基本额定功率p 1

根据带型号、d d 1和n 1普通V 带查B1表8－1－27（c ） 取1.32kw

4.2.12 i ≠1时单根V 带型额定功率增量∆P 1

根据带型号、n 1和i 查B1表8－1－27（c ） 取0.15kw

4.2.13 V带的根数Z

Z =

P d 4. 8

==3. 9≈4

(p 1+∆p 1) k a k L (1. 32+0. 15) ⨯0. 96⨯0. 87

k a －小带轮包角修正系数查B1表8－1－23, 取0.96 k L －带长修正系数查B1表8－1－8，取0.87

4.2.14 单根V 带的预紧力F 0

F 0=50( =500(

P 2. 5

-1) d +mv 2 k a Zv

2. 54. 8

-1) +0. 1⨯7. 542 0. 964⨯7. 54

=134（N ）

m －V 带每米长的质量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm

4.2.15作用在轴上的力F ∂

F ∂=2F 0Z sin

∂1

=2⨯134⨯4⨯sin 82 =1061(N ) 2

∂1

=3⨯134⨯4⨯sin 82 =159(2N ) 2

F ∂max =3F 0Z sin

F ∂m a －考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍 x

4.2.16带轮的结构和尺寸

带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。

轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度R a =3. 2μm ）以减轻带的磨损。

带轮的材料为HT200。查B1表8－1－10得基准宽度制V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查B1表8－1－16确定轮辐

图4-2小带轮 图4-3大带轮

4.3齿轮传动设计

4.3.1选择材料，确定σH lim 和σF lim 及精度等级。

参考B1表8－3－24和表8－3－25选择两齿轮材料为：大、小齿轮均为40C r ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为45－50HRc ；精度等级为6级。

按硬度下限值，由BI 图8－3－（8d ）中的MQ 级质量指标查得σH lim 1=σH lim 2=1120MPa ；由B1图8－3－9（d ）中的MQ 级质量指标查得

σFE 1=σFE 2=700MPa ；

σF lim 1=σF lim 2=350MPa 。

4.3.2按接触强度进行初步设计

4.3.2.1确定中心距a （按B1表8－3－27公式进行设计）

a ≥C m A a (u +1) KT 1

2

φa ∙u ∙[σH ]

式中：配对材料修正系数Cm ＝1（由B1表8－3－28查取） 螺旋角系数Aa ＝476（由B1表8－3－29查取） 载荷系数K ＝1.6（参考B1表8－3－27推荐值） 小齿轮额定转矩T 1=9549

P 4=9549=46. 7(N ∙M ) n 818

齿宽系数φa ＝0.4（参考B1表8－3－4推荐值） 齿数比u=i=2.5

许用接触应力[σH ]≈0. 9σH lim =0. 9⨯1120=1008 MPa （参考B1表8－3－27推荐值） 则a ≥476(2. 5+1) 1. 6⨯46. 7

=69. 9mm , 取a ＝80mm 2

0. 4⨯2. 5⨯1008

4.3.2.2 确定模数m (参考B1表8—3—4推荐表)

m=(0.007~0.02)a=0.56~1.6, 取m=1.5mm

4.3.2.3确定齿数z 1,z 2

初取螺旋角β＝13

2a cos β2⨯80⨯cos 13 z 1===29.4 取z 1=30

m (μ+1) 1. 5⨯(2. 5+1)

z 2=μz 1=2.5⨯30=75 取z 2=75 重新确定螺旋角β

β=m n (z 1+z 2) 1. 5⨯(30+75)

==10. 142

2a 2⨯80

4.3.2.4计算主要的几何尺寸（按B1表8—3—5进行计算）

分度圆的直径 d1=m z1/cosβ=1.5⨯30/cosβ=45.7mm d2=m z2/cosβ=1.5*75/cosβ=114.3mm 齿顶圆直径 da 1= d1+2ha =45.7+2⨯1.5=48.7mm da 2= d2+2ha =114.3+2⨯1.5=117.3mm

tga n tg 20

端面压力角 αt =arctg =arctg =20. 2920(查B1表8－3－4)

cos βcos 10. 142

基圆直径 db 1= d1cos αt =⨯cos20.292=40.2mm db 2= d2cos αt =348⨯cos20.292=107.2mm 齿顶圆压力角 α

at 1=arccos

00

d b 10

=34.365 d a 1

d b 20

=23.951 d a 2

at 1

α

at 2= arccos

端面重合度 εa =

1

[ z1（tg α2π

-tg α）+ z2(tgα

at 2

-tg α)]

=1.9

齿宽 b=φa .a ＝0.4*80＝32 取b 2＝32mm ；b 1＝40mm 齿宽系数 Φd =

32b ==0.7 d 145. 7

b sin β32⨯sin 10. 142

纵向重合度 εβ==1.2 =

πm n π⨯1. 5

当量齿数 z v 1=z 1/cos 3β＝31.45 z v 2=z 2/cos 3β＝78.628

4.3.3校核齿面接触强度（按B1表8—3—10校核）

强度条件：σH ≤[σH ] 计算应力：

σH 1=ZH Z B Z E Z εZ β

Z D Z B

k A K V K H βK H α

F t μ+1

d 1b μ

σH 2=σH 1

式中：名义切向力F t =

2000⨯T 12000⨯46. 7

==2044N

45. 7d 1

使用系数 KA =1（由B1表8—3—31查取） 动载系数 K V =（

A A +200V =

）

-B

式中 V=

πd 1n 1

60⨯1000

π⨯45. 7⨯818

60⨯1000

=1. 95

A=83.6 B=0.4 C=6.57 K V =1.2

齿向载荷分布系数 KH β=1.35（由B1表8—3—32按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度K H β≤1. 34非对称支称公式计算）

齿间载荷分配系数 K H α=1. 0（由B1表8—3—33查取） 节点区域系数 Z H =1.5（由B1图8—3—11查取） 重合度的系数 Z ε=0. 77 （由B1图8—3—12查取） 螺旋角系数 Z β=0. 80 （由B1图8—3—13查取） 弹性系数 Z E =189. 8MPa （由B1表8—3—34查取） 单对齿齿合系数 ZB =1

σH 1= σH 2

＝1⨯1. 5⨯189. 8⨯0. 77⨯0. . 05⨯1. 35⨯1. 0＝245.5MPa

2. 5+12044

2. 545. 7⨯32

许用应力：[σH ]=

σH lim

S H lim

Z NT Z L Z V Z R Z W Z X

式中：极限应力σH lim =1120MPa

最小安全系数S H lim =1.1（由B1表8—3—35查取） 寿命系数Z NT =0.92（由B1图8—3—17查取）

润滑剂系数Z L =1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于350）

速度系数Z V =0.96（按ν=1. 95, 由B1图8—3—20查取）

粗糙度系数Z R =0.9（由B1图8—3—21查取）

齿面工作硬化系数Z W =1.03（按齿面硬度45HRC ，由B1图8—3—22查取） 尺寸系数Z X =1（由B1图8—3—23查取） 则： [σH ]=

1120

⨯0. 92⨯1. 05⨯0. 96⨯0. 85⨯1. 03=826MPa 1. 1

满足σH ≤[σH ]

4.3.4校核齿根的强度（按B1表8—3—30校核）

强度条件：σF 1≤[σF 1] 许用应力：σF 1 =

F t

Y Fa Y Sa Y εY βK A K V K F βK F α； bm n

Y F α2Y S α2

Y F α1Y S α1

σF 2=σF 1∙

式中：齿形系数Y F α1=2.61， Y F α2=2.2（由B1图8—3—15（a ）查取）

应力修正系数Y Sa 1=1. 6，Y Sa 2=1. 77（由B1图8—3—16（a ）查取） 重合度系数 Y ε=1.9

螺旋角系数Y β=1.0（由B1图8—3—14查取）

齿向载荷分布系数K F β=K H β=1.3（其中N=0.94，按B1表8—3—30计算）

N

齿间载荷分配系数K F α=1.0（由B1表8—3—33查取） 则 σF 1=94.8MPa

σF 2=σF 1⨯

1. 77⨯2. 2

=88.3MPa

2. 61⨯1. 6

许用应力：[σF ]=

σF lim

S F lim

Y ST Y NT Y δrelT Y Re lT Y X （按σF lim 值较小齿轮校核）

式中：极限应力σF lim =350MPa

安全系数S F lim =1.25（按B1表8—3—35查取） 应力修正系数Y ST =2（按B1表8—3—30查取） 寿命系数Y ST =0.9（按B1图8—3—18查取）

齿根圆角敏感系数Y δrelT =0.97（按B1图8—3—25查取） 齿根表面状况系数Y Re lT =1（按B1图8—3—26查取） 尺寸系数Y X =1（按B1图8—3—24查取） 则 [σF ]=

350

⨯2⨯0. 9⨯0. 97=489MPa 1. 25

满足，σF 2〈σF 1〈[σF ] 验算结果安全

4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮） 4.3.5.1确定齿厚偏差代号

确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88（参考B1表8—3—54查取）

4.3.5.2确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考B1表8—3—58查取）

第Ⅰ公差组检验切向综合公差F i ，F i =F P +F f =0.063+0.009=0.072mm,(按B1表8—3—69计算，由B1表8—3—60，表8—3—59查取) ；

第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差f i ，f i =0.6（f pt +f t ）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按B1表8—3—69计算，由B1表8—3—59查取）；

第Ⅲ公差组检验齿向公差F β=0.012（由B1表8—3—61查取）。

1

1

1

1

4.3.5.3确定齿轮副的检验项目与公差值（参考B1表8—3—58选择）

对齿轮，检验公法线长度的偏差E w 。按齿厚偏差的代号KL ，根据表8—3—53的计算式求

得齿厚的上偏差E ss

=-12

f pt =-12⨯0.009=-0.108mm，齿厚下偏差

E si =-16f pt =-16⨯0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差

E WS =E ss *cosα-0.72F T sin α=-0.108⨯cos 200-0.72 ⨯0. 36⨯sin a 200=-0.110mm,下偏差E wi =E si cos α+0.72F T sin α=-0.144⨯cos 200+0.72⨯0.036⨯sin 200=-0.126mm；按表8—3—

19及其表注说明求得公法线长度W kn =87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：

87. 652-0. 126

-0. 110

对齿轮传动，检验中心距极限偏差f α，根据中心距a=80mm，由表查得8—3—65查得检验接触斑点，由表8—3—64查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；f α=±0. 023；

检验齿轮副的切向综合公差F ic =0.05+0.072=0.125mm（根据B1表8—3—58的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3—59及B1表8—3—60计算与查取）；检验齿切向综合公差f ic =0.0228mm （根据B1表8—3—58的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3—59计算与查取）。 对箱体，检验轴线的平行度公差，f x =0.012mm，

。 f y =0.006mm（由B1表8—3—63查取）

4.3.5.4 确定齿坯的精度要求按B1表8—3—66和8—3—67查取。

根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为33mm ，其尺寸和形状公差均为6级，即0.016mm ，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm 。（如图4-4）

图4-4 大齿轮简图

4.4轴的设计

4.4.1按扭转强度的计算

用实心轴

d ≥5T P =A [τ]n

式中:d－轴的直径，mm

T－轴传递的转矩，N.mm P－轴传递的额定功率，kw n－轴的转速，r/min

[τ]－轴材料的许用切应力，Mpa30

A－系数，见【1】表4－1－8，这里取120

根据上面公式计算，齿轮轴的最小直径d ＝20mm ；大齿轮轴的最小直径d ＝20mm 依据结构，设计如图

图4－5齿轮轴

图4－6低速轴

第5章 绞 刀 设 计

绞刀的作用是切割物料。它的内孔为方形，安装在绞笼前端的方轴上随其一起旋转，刀刃的安装方向应与绞笼旋向相同。绞刀的规格有2刃、3刃、4刃、6刃、8刃。

绞刀用ZG65 Mn材料制造，淬火硬度为HRC55 - 60，刃口要锋利，与样板配合平面应平整、光滑。

5.1绞刀的设计

绞刀的几何参数对所绞出肉的颗粒度以及产品质量有着很大的影响，现对十字刀片的各主要几何参数进行设计。

十字刀片如图(5－1) 所示。其每一刃部的绞肉(指切割肉的) 线速度 分布亦如该图所示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度v ρ。

图5-1 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布

其值为：

v p =

πn

30000

∙ρ （r ≤ρ≤R ）

式中：v p －刀片刃部任一点的线速度m ／s ； n－刀片的旋转速度rpm ；

ρ－刀片刃部任一点至旋转中心的距离mm ； r－刀刃起始点半径m m ；

R —刀刃终止点半径mm ；

再从任一叶刀片的横截面上来看 [图(5-1)A—A 截面]，其刃部后角α较大，而前角γ及刃倾角λ都为零。

因此，该刀片的几何参数(角度) 不尽合理。故再将以一叶刀片的与网眼扳相接触的一条刀刃为对象，分析刀片上各参数的作用及其影响，设计各参数。

5.1.1刀刃的起讫位置

绞肉时，绞肉机的十字刀片作旋转运动。从式[I]可以看出，在转速一定的条件下，刀刃离旋转中心点越远，则绞肉(指切割肉的) 线速度越快。并且在螺杆进科速度也一定的条件下，假定绞肉时刀片所消耗的功全部转化为热能，则任一与网眼板相接触的刀刃，在单位时间内产生的热量为：

Q =F ∙V

式中：Q －单位时间内任一与网眼板相接触的刀刃切割肉所产生的热量（J ／s ）

F－铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N ）（参见第二部分刀刃的前角式[4])

υ－任一刀刃切割肉的线速度（m ／s ）

所以，绞肉(切割肉) 的线速度越快，则所产生的热量也越大，因此绞肉的线速度不能很高。 根据经验，我们知道一般绞肉时刀刃切割肉的钱速度处在30一90m ／min 之间最为理想，因此由这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刃的起点半径γ和终点半径R 。

根据式[1]得：

ρ=

我们已知十字刀片得转速n ＝326r/min 当ρmin 时，ρ=γ，

υr ＝30m/min=0.5m/s γ=ρ/υ=

30000

∙υ [3] πn

30000

⨯0. 5=14. 65mm 326π

当ρmin 时，ρ=R ，

υR =90m /min =1. 5m /s R ＝ρ/R =

30000

⨯1. 5=43. 94mm 326π

圆整后取:r=15mm R=45mm

5.1.2刀刃的前角γ

当十字刀片绞肉时，其任一与网限板相接触的刀刃上的受力情况如图(5-2)所示。

图5-2 与网眼板相接触的刀刃的受力分析

根据图5-2可知：

F =F n α+F f α+F τ+F n γ+F f γ

其值为：

F n α+F f γcos γ=F n γsin γ

F =F τ+F f α+F n γcos γ+F f γsin γ

因为刀刃与网眼板的摩擦力为：

F f α=F n α∙μα

肉与前刀面的摩擦力为：

F f α=F n γ∙μγ

整理得：

F =F τ+F n α(μα+μγ) +F n γ(1+μγ2) cos γ [4]

式中：F －铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N ） F τ—刀片绞肉时肉的剪切抗力（N ） μα－刀刃与网眼板的摩擦系数 μγ－肉被剪切时与前刀面的摩擦系数 γ－刀片的前角（0≤γ≤90） F n α－网眼板作用于刀刃上的压力（N ） F n γ－肉被切割时作用于前刀面的压力（N ） 由于 F τ=τ∙A τ

式中：τ－肉的抗剪应力，与肉的质地有关