【毕业设计论文】绞肉机的设计-绞肉机设计明书论文【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 绞 肉 机 设 计 明 书 论 文 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 . 1 0 小带轮包角9 4 . 2 . 1 1 单根 V 带的基本额定功率9 4 . 2 . 1 2 1i时单根 V 带型额定功率增量 9 4 . 2 . 1 3 V 带的根数9 4 . 2 . 1 4 单根 V 带的预紧力 1 0 4 . 2 . 1 5 作用在轴上的力1 0 4 . 2 . 1 6 带轮的结构和尺寸 1 0 4 . 3 齿轮传动设计 1 1 4 . 3 . 1 选择材料，确定 limH 和 limF 及精度等级1 1 4 . 3 . 2 按接触强度进行初步设计 1 1 4 . 3 . 2 . 1 确定中心距1 1 4 . 3 . 2 . 2 确定模数1 1 4 . 3 . 2 . 3 确定齿数1 1 4 . 3 . 2 . 4 计算主要的几何尺寸1 2 4 . 3 . 3 校核齿面接触强度1 2 4 . 3 . 4 校核齿根的强度1 3 4 . 3 . 5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1 5 4 . 3 . 5 . 1 确定齿厚偏差代号1 5 4 . 3 . 5 . 2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值1 5 4 . 3 . 5 . 3 确定齿轮副的检验项目与公差值1 5 4 . 3 . 5 . 4 确定齿坯的精度1 6 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 1 8 5 . 1 . 1 刀刃的起讫位置1 9 5 . 1 . 2 刀刃的前角1 9 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 5 . 1 . 3 刀刃的后角 2 1 5 . 1 . 4 刀刃的刃倾角 2 1 5 . 1 . 5 刀刃上任一点位量上绞肉速度2 3 5 . 1 . 6 绞刀片的结构2 4 第 6 章 生产能力分析 25 6 . 1 绞刀的切割能力 2 5 6 . 2 绞肉机的生产能力 2 5 6 . 3 功率消耗2 5 设计总结26 鸣谢26 参考文献26 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 21 所示。 图 21 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 810 毫米、细绞用直径 35 毫米 的孔眼。粗绞与细绞的格板，其厚度都为 1012 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 200400 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 R5 30 10 20 20 24 30 40 80 70 80 554080105130 1.6 577.29 节距t1 3 0 2.5 105 图 31 绞笼 3 . 1 . 1 绞笼的材料 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 绞笼的材料选为 H T 2 0 0 3 . 1 . 2 螺旋直径 5 . 2 C G KD =0 . 1 3 6 m 取 D160m m G 生产能力, 由原始条件得 G 1 T / H K 物料综合特性系数, 查表 1 - 1 6 得 K 0 . 0 7 1 - 物料得填充系数查 B 4 表 1 1 6 得0 . 1 5 物料的堆积密度 t / m 3猪肉的为 1 . 5 t / m3 C 与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B 4 表 1 1 5 得 C 1 3 . 1 . 3 螺旋供料器的转速 由原始数据 n 3 2 6 r / m i n 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 - 5 m m 。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 H T 2 0 0 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 1 4 . 4 326 1440 iii= ?总 由传动比标准系列查 B2 表 21 初步取= 0 i1.76 = 1 i2.5 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 = WG 4 ( K W ) 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 G 绞肉机的生产能力，1 0 0 0 k g / h W 切割 1 k g 物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，d 小则 w 大，当 d 3 m m ， 取 w 0 . 0 0 3 0 k w . h / k g 。 （查 B 5 p 75） 传动效率，取 0 . 7 5 所以根据 N 4 k w ， n 1 5 0 0 r / m i n ， 查 B 1 表 1 0 - 4 - 1 选用 Y 1 1 2 M - 4 ， 再查 B 1 表 1 0 - 4 - 2 得 Y 1 1 2 M - 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 d P kwPKP Ad 8 . 442 . 1= A K工况系数，查 B1 表 8122 ，取 A K1.2 P传递的功率 4 . 2 . 2 选定带型 根据 d p和 1 n查 B1 图 812 选取普通 V 带 A 型， 1 n小带轮转速，为 1440r/min 4.2.3 传动比 = 0 i1.76 2 n i n1 min/818018 76. 1 1440 r= 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 4.2.4 小带轮基准直径 1 d d（mm） 由 B1 表 8112 和表 8114 选定 1 d d100mm min d d75r/min 4.2.5 大带轮基准直径 2 d d（mm） cmdid dd 17610076. 1 12 = 由 B3 表 87 得 2 d d=180mm 4.2.6 带速验算 smvsm nd v d /3025/54 . 7 100060 1440100 100060 max 1 1 = = = 4.2.7 初定轴间距 0 a （mm） mmdda dd 280)(2 21 0 =+= 4.2.8 所需带的基准长度 0 d L（mm） 0 2 0 4 )( )( 2 2 12 210 a dd ddaL dd ddd += 2804 80 280 2 2802 2 + 886mm 依 B1 表 818 取 d L900mm，即带型为 A900 4.2.9 实际轴间距 a 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 mm LL aa dd 287 2 886900 280 2 0 0 += + 4.2.10 小带轮包角 1 ? 3 . 57180 12 1 = a dd dd = ? 3 .57 287 80 180 = ? 164 4.2.11 单根 V 带的基本额定功率 1 p 根据带型号、 1 d d和 1 n普通 V 带查 B1 表 8127（c） 取 1.32kw 4.2.12 1i时单根 V 带型额定功率增量 1 P 根据带型号、 1 n和i查 B1 表 8127（c） 取 0.15kw 4.2.13 V带的根数 Z Z =49 . 3 87. 096. 0)15. 032. 1 ( 8 . 4 )( 11 = + = + La d kkpp P a k小带轮包角修正系数查 B1 表 8123,取 0.96 L k带长修正系数查 B1 表 818，取 0.87 4.2.14 单根 V 带的预紧力 0 F 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv Zv P k F d a += 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 = 2 54. 71 . 0 54. 74 8 . 4 ) 1 96. 0 5 . 2 (500+ =134（N） mV 带每米长的质量（kg/m）查 B1 表 8124，取 0.1k/gm 4.2.15 作用在轴上的力 F )(106182sin41342 2 sin2 1 0 NZFF= = ? )(159282sin41343 2 sin3 1 0max NZFF= = ? max F考虑新带初预紧力为正常预紧力的 1.5 倍 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mRa2 . 3=）以减轻带的磨损。 带轮的材料为 HT200。查 B1 表 8110 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 8116 确定轮辐 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2*45 40 12 A 63 B 0.1 A B 0.1 A 159 11 180 8.72.75 11 915 8.72.75 34 B 0.1 A 0.1 A B 63 A 24 5 3.2 40 R5 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 limH 和 limF 及精度等级。 参考 B1 表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大、小齿轮均为 40 r C，并经调质 及表面淬火，齿面硬度为 4550HRc；精度等级为 6 级。 按硬度下限值， 由 BI 图 838 （d） 中的 MQ级质量指标查得MPa HH 1120 2lim1lim =； 由B1图8 3 9 （ d ） 中 的MQ级 质 量 指 标 查 得MPa FEFE 700 21 =； MPa FF 350 2lim1lim =。 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 B 1 表 8 3 2 7 公式进行设计） 3 2 1 ) 1( Ha am u KT uACa + 式中：配对材料修正系数 Cm1（由 B1 表 8328 查取） 螺旋角系数 Aa476（由 B1 表 8329 查取） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 载荷系数 K1.6（参考 B1 表 8327 推荐值） 小齿轮额定转矩)(7 .46 818 4 95499549 1 MN n P T= 齿宽系数 a 0.4（参考 B1 表 834 推荐值） 齿数比 u=i=2.5 许用接触应力MPa HH 100811209 . 09 . 0 lim =（参考 B1 表 8327 推荐值） 则,9 .69 10085 . 24 . 0 7 .466 . 1 ) 15 . 2(476 3 2 mma= +取 a80mm 4 . 3 . 2 . 2 确定模数 m( 参考 B 1 表 8 3 4 推荐表) m = ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) a = 0 . 5 6 1 . 6 , 取 m = 1 . 5 m m 4 . 3 . 2 . 3确定齿数 z 1, z2 初取螺旋角1 3 ? z 1= ) 1( cos2 + m a = ) 15 . 2(5 . 1 13cos802 + ? = 2 9 . 4 取 z 1= 3 0 z 2= z1= 2 . 5 3 0 = 7 5 取 z 2= 7 5 重新确定螺旋角 ? 142.10 802 )7530(5 . 1 arccos 2 )( arccos 21 = + = + = a zzmn 4 . 3 . 2 . 4计算主要的几何尺寸（按 B 1表 8 3 5 进行计算） 分度圆的直径 d 1= m z1/ c o s = 1 . 53 0 / c o s= 4 5 . 7 m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 d 2= m z2/ c o s = 1 . 5 * 7 5 / c o s= 1 1 4 . 3 m m 齿顶圆直径 d1 a = d 1+ 2 ha= 4 5 . 7 + 2 1 . 5 = 4 8 . 7 m m d2 a = d 2+ 2 ha= 1 1 4 . 3 + 2 1 . 5 = 1 1 7 . 3 m m 端面压力角 0 292.20 142.10cos 20 cos = ? ? tg arctg tga arctg n t ( 查 B 1 表 8 3 4 ) 基圆直径 d1 b = d1c o s t =c o s 2 0 . 2 9 2 0= 4 0 . 2 m m d2 b = d 2c o st = 3 4 8c o s 2 0 . 2 9 2 0= 1 0 7 . 2 m m 齿顶圆压力角 1at = a r c c o s 1 1 a b d d = 3 4 . 3 6 5 0 2at = a r c c o s 2 2 a b d d = 2 3 . 9 5 1 0 端面重合度 a = 2 1 z 1（t g 1at - t g）+ z 2( t g 2at - t g) = 1 . 9 齿宽 b = a . a 0 . 4 * 8 0 3 2 取 b 23 2 m m ；b14 0 m m 齿宽系数 d = 1 d b = 7 .45 32 = 0 . 7 纵向重合度 5 . 1 142.10sin32sin = ? n m b = 1 . 2 当量齿数 3 11 cos/zzv=3 1 . 4 5 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 22 cos/zzv=7 8 . 6 2 8 4 . 3 . 3 校核齿面接触强度（按 B 1 表 8 3 1 0 校核） 强度条件： H H 计算应力： 1H = Z HZBZEZ Z 1 1 + bd F KKKk t HHVA 2H = 1H B D Z Z 式中：名义切向力 F t= 1 1 2000 d T = 7 .45 7 .462000 = 2 0 4 4 N 使用系数 K A= 1 （由 B 1 表 8 3 3 1 查取） 动载系数 V K = （ VA A 200+ ） B 式中 V = s m nd 95. 1 100060 8187 .45 100060 11 = = A = 8 3 . 6 B = 0 . 4 C = 6 . 5 7 V K = 1 . 2 齿向载荷分布系数 K H = 1 . 3 5 （由 B 1 表 8 3 3 2 按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6 级精 度 K H 34. 1非对称支称公式计算） 齿间载荷分配系数 0 . 1= H K（由 B 1 表 8 3 3 3 查取） 节点区域系数 H Z= 1 . 5 （由 B 1 图 8 3 1 1 查取） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 重合度的系数 77 . 0 = Z （由 B 1 图 8 3 1 2 查取） 螺旋角系数 80. 0= Z （由 B 1 图 8 3 1 3 查取） 弹性系数 MPaZE8 .189=（由 B 1 表 8 3 3 4 查取） 单对齿齿合系数 Z B= 1 1H = 2H 327 .45 2044 5 . 2 15 . 2 0 . 135. 105. 180. 077. 08 .1895 . 11 + 2 4 5 . 5 M P a 许用应力： H = XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 式中：极限应力 limH = 1 1 2 0 M P a 最小安全系数 limH S= 1 . 1 （由 B 1 表 8 3 3 5 查取） 寿命系数 NT Z= 0 . 9 2 （由 B 1 图 8 3 1 7 查取） 润滑剂系数 L Z= 1 . 0 5 （由 B 1 图 8 3 1 9 查取，按油粘度等于 3 5 0 s m ） 速度系数 V Z= 0 . 9 6 （按,95 . 1 s m =由 B 1 图 8 3 2 0 查取） 粗糙度系数 R Z= 0 . 9 （由 B 1 图 8 3 2 1 查取） 齿面工作硬化系数 W Z= 1 . 0 3 （按齿面硬度 4 5 H R C ，由 B 1 图 8 3 2 2 查取） 尺寸系数 X Z= 1 （由 B 1 图 8 3 2 3 查取） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 则： H =03. 185. 096. 005. 192. 0 1 . 1 1120 = 8 2 6 M P a 满足 H H 4 . 3 . 4 校核齿根的强度（按 B 1 表 8 3 3 0 校核） 强度条件： 1F 1F 许用应力： 1F = FFVASaFa n t KKKKYYYY bm F ； 11 22 12 SF SF FF YY YY = 式中：齿形系数 1F Y= 2 . 6 1 ， 2F Y= 2 . 2 （由 B 1 图 8 3 1 5 （a ）查取） 应力修正系数6 . 1 1 = Sa Y，77 . 1 2 = Sa Y（由 B 1 图 8 3 1 6 （a ）查取） 重合度系数 Y= 1 . 9 螺旋角系数 Y= 1 . 0 （由 B 1 图 8 3 1 4 查取） 齿向载荷分布系数 F K= N H K = 1 . 3 （其中 N = 0 . 9 4 ，按 B 1 表 8 3 3 0 计算） 齿间载荷分配系数 F K= 1 . 0 （由 B 1 表 8 3 3 3 查取） 则 1F = 9 4 . 8 M P a 2F = 1F 6 . 161. 2 2 . 277. 1 = 8 8 . 3 M P a 许用应力： F = XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim （按 limF 值较小齿轮校核） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 式中：极限应力 limF = 3 5 0 M P a 安全系数 limF S= 1 . 2 5 （按 B 1 表 8 3 3 5 查取） 应力修正系数 ST Y= 2 （按 B 1 表 8 3 3 0 查取） 寿命系数 ST Y= 0 . 9 （按 B 1 图 8 3 1 8 查取） 齿根圆角敏感系数 relT Y= 0 . 9 7 （按 B 1 图 8 3 2 5 查取） 齿根表面状况系数 lT YRe= 1 （按 B 1 图 8 3 2 6 查取） 尺寸系数 X Y= 1 （按 B 1 图 8 3 2 4 查取） 则 F =MPa48997. 09 . 02 25. 1 350 = 满足， 2F 1F F 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：6 K L G B 1 0 0 9 5 8 8 （参考 B 1 表 8 3 5 4 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 B 1 表 8 3 5 8 查取） 第公差组检验切向综合公差 1 i F， 1 i F= fP FF += 0 . 0 6 3 + 0 . 0 0 9 = 0 . 0 7 2 m m , ( 按 B 1 表 8 3 6 9 计算，由 B 1 表 8 3 6 0 ，表 8 3 5 9 查取) ； 第公差组检验齿切向综合公差 1 i f， 1 i f= 0 . 6 （ tpt ff+）= 0 . 6 （0 . 0 0 9 + 0 . 0 1 1 ）= 0 . 0 1 2 m m ， （按 B 1 表 8 3 6 9 计算，由 B 1 表 8 3 5 9 查取） ； 第公差组检验齿向公差 F= 0 . 0 1 2 （由 B 1 表 8 3 6 1 查取） 。 4 . 3 . 5 . 3确定齿轮副的检验项目与公差值（参考 B 1 表 8 3 5 8 选择） 对齿轮，检验公法线长度的偏差 w E。按齿厚偏差的代号 K L ，根据表 8 3 5 3的计算式求 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 得 齿 厚 的 上 偏 差 ss E= - 1 2 pt f= - 1 20 . 0 0 9 = - 0 . 1 0 8 m m ， 齿 厚 下 偏 差 si E= - 1 6 pt f= - 1 60 . 0 0 9 = - 0 . 1 4 4 m m ；公法线的平均长度上偏差 WS E= ss E* c o s- 0 . 7 2 T Fs i n= - 0 . 1 0 8c o s 0 20- 0 . 7 2 0 20sin36. 0a= - 0 . 1 1 0 m m , 下偏差 wi E= si Ec o s+ 0 . 7 2 T Fs i n= - 0 . 1 4 4c o s 0 20+ 0 . 7 20 . 0 3 6s i n 0 20= - 0 . 1 2 6 m m ；按表 8 3 1 9及其表注说明求得公法线长度 kn W= 8 7 . 6 5 2 ，跨齿数 K = 1 0 ，则公法线长度偏差可表示为： 110. 0 126. 0 652.87 对齿轮传动，检验中心距极限偏差 f，根据中心距 a = 8 0 m m ，由表查得 8 3 6 5查得 f=023. 0； 检验接触斑点， 由表 8 3 6 4 查得接触斑点沿齿高不小于 4 0 % ， 沿齿长不小于 7 0 % ； 检验齿轮副的切向综合公差 ic F= 0 . 0 5 + 0 . 0 7 2 = 0 . 1 2 5 m m （根据 B 1 表 8 3 5 8 的表注 3 ，由 B 1 表 8 3 6 9 ，B 1 表 8 3 5 9 及 B 1 表 8 3 6 0 计算与查取） ；检验齿切向综合公差 ic f= 0 . 0 2 2 8 m m （根据 B 1 表 8 3 5 8 的表注 3 ，由 B 1 表 8 3 6 9 ，B 1 表 8 3 5 9 计算与查取） 。 对箱体，检验轴线的平行度公差， x f= 0 . 0 1 2 m m ， y f= 0 . 0 0 6 m m （由 B 1 表 8 3 6 3 查取） 。 4 . 3 . 5 . 4 确定齿坯的精度要求按 B 1表 8 3 6 6 和 8 3 6 7 查取。 根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 3 3 m m ，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0 . 0 1 6 m m ，齿 轮的径向和端面跳动公差为 0 . 0 1 4 m m 。 （如图 4 - 4 ） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 0.014 A 1 . 6 1 . 6 0 . 8 0 . 8 1 . 6 ? 94.75 ? 52.8 88 128 2 * 4 5 ?470 0 - 0,1 ? 4 5 8 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 3 3 5 n P A T d= 式中: d 轴的直径，m m T 轴传递的转矩，N . m m P 轴传递的额定功率，k w n 轴的转速，r / m i n 轴材料的许用切应力，M p a 3 0 A 系数，见【1 】表 4 1 8 ，这里取 1 2 0 根据上面公式计算，齿轮轴的最小直径 d 2 0 m m ；大齿轮轴的最小直径 d 2 0 m m 依据结构，设计如图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 223 2 2 ? 16 ? 20 +0,079 - 0,02 ? 23 ? 25 +0,079 - 0,02 ? 31 ? 45,7 ? 31 ? 25 +0,079 - 0,02 40152 04 0 20 26 45 图 4 5 齿轮轴 ? 30 +0,079 - 0,02 63 0.8 2*45 26 182 47 ? 27 ? 30 +0,079 - 0,02 ? 33 +0,079 - 0,02 32 图 46 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 ? 。 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： = 30000 n vp （Rr ） 式中： p v刀片刃部任一点的线速度 m s ； n 刀片的旋转速度 r p m ； 刀片刃部任一点至旋转中心的距离 m m ； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 r 刀刃起始点半径 m m ； R 刀刃终止点半径 m m ； 再从任一叶刀片的横截面上来看 图( 5 - 1 ) A A截面 ，其刃部后角较大，而前角及刃 倾角都为零。 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： VFQ= 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 ) 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 3 0 一 9 0 m m i n之间最为理想，因此由 这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刃的起点半径和终点半径 R 。 根据式 1 得： = n 30000 3 我们已知十字刀片得转速n 3 2 6 r / m i n 当 min 时， =， r 3 0 m / m i n = 0 . 5 m / s 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 mm65.145 . 0 326 30000 /= 当 min 时，R=， smm R /5 . 1min/90= R mmR94.435 . 1 326 30000 /= 圆整后取: r = 1 5 m m R = 4 5 m m 5 . 1 . 2 刀刃的前角 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： fnfn FFFFFF+= ? 其值为： sincos sincos fnf nfn FFFFF FFF += =+ ? 因为刀刃与网眼板的摩擦力为： = nf FF 肉与前刀面的摩擦力为： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 = nf FF 整理得： cos)1 ()( 2 += nn FFFF 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 刀片绞肉时肉的剪切抗力（N ） 刀刃与网眼板的摩擦系数 肉被剪切时与前刀面的摩擦系数 刀片