电动绞肉机的设计

1、目录目录 摘要 .I Abstract .II 第一章 绪 论 .- 1 - 第二章 结 构 及 工 作 原 理 .- 2 - 2.1绞肉机的结构方案确定 .- 2 - 2.2绞肉机的结构（图2-4） .- 4 - 2.3绞肉机的工作原理 .- 5 - 2.4生产能力分析 .- 5 - 2.4.1绞刀的切割能力 .- 5 - 2.4.2绞肉机的生产能力G .- 6 - 2.4.3功率消耗N .- 6 - 第三章 绞龙的设计 .- 7 - 3.1绞龙的设计 .- 7 - 3.1.1绞龙的材料 .- 7 - 3.1.2绞龙直径 .- 7 - 3.1.3绞龙的转速 .- 8 - 3.2绞筒的设计 .

2、- 9 - 第四章 传动系统的设计 .- 11 - 4.1电机的选择 .- 11 - 4.2 带传动的设计计算 .- 11 - 4.2.1确定计算功率 .- 12 - 4.2.2选择V带的带型 .- 12 - 4.2.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v .- 12 - 4.2.4确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld.- 12 - 4.2.5验算小带轮上的包角1.- 13 - 4.2.6确定带的根数z .- 13 - 4.2.7求带传动的压轴力 .- 13 - 4.2.8带轮结构设计 .- 13 - 4.3齿轮传动的设计计算 .- 14 - 4.3.1齿根弯曲疲劳强度 .- 14 - 4.3

3、.2齿面接触疲劳强度 .- 17 - 4.3.3几何尺寸计算 .- 19 - 4.3.4圆整中心距后的强度校核 .- 19 - 4.4轴的设计与校核 .- 21 - 4.4.1各轴的转速计算 .- 21 - 4.4.2各轴输入功率计算 .- 22 - 4.4.3按扭转强度条件计算 .- 22 - 第五章 绞刀设计 .- 23 - 5.1绞刀的设计 .- 23 - 5.1.1刀刃的起讫位置 .- 24 - 5.1.2刀刃的前角 .- 25 - 5.1.3刀刃的后角 .- 27 - 5.1.4刀刃的刃倾角 .- 28 - 5.1.5刀片的结构 .- 29 - 第六章 设计小结 .- 30 - 参考

4、文献 .- 31 - 致谢 .- 32 - 摘要摘要 绞肉机是肉类加工企业在生产过程中，将原料肉按不同工艺要求加工规格不等的 颗粒状肉馅，以便于同其它辅料充分混合来满足不同产品的需求绞肉机为系列产品。 本文论述了绞肉机的结构、工作原理、主要技术参数、传动系统、典型零件的结构设 计及生产能力分析设计。希望对本次设计的探索和研究能设计出实用经济的家用绞肉 机，更好的方便人民的生活。食品工业要想达到现代化水平，在很大程度上还是依赖 于食品机械的发展及其现代化水平，现代食品工业离不开现代仪器和设备。 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

5、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。 关键词：关键词：绞肉机；绞龙；螺旋供料器；齿轮强度；绞刀；挤肉样板 Abstract Meat grinder is in the process of production, meat processing enterprises will be raw meat according to different technical requirements specifications of granular meat processing, so that the mixed

6、with other excipients fully to meet the needs of different products for meat grinder series products. This paper discusses the structure, working principle, main technical parameters of meat grinder, transmission system, the structure design and production capacity of analysis and design of typical

7、parts. Hope that the exploration and research of the design can design a practical and economical home meat grinder, convenient peoples life better. Food industry modernization level, to a large extent depends on the development of food machinery and water modernization, leave the modern instruments

8、 and equipment, the modern food industry is impossible. Instruments and equipment the modern food industry cannot survive. The food industry is the development of the equipment and the result of the development of common technology should make the equipment and technology reach the best with equipme

9、nt and innovation to promote the innovation process improvement and development, in order to promote the development of the technology into a equipment of development and perfection. Both promote each other, mutual perfect, is to make the whole food industry on the necessary conditions to modernizat

10、ion. Key words: meat chopper;stranding cage;screw feeder;gear strength; reamer;crowded meat model 第一章第一章 绪绪 论论 绞肉机是肉类加工企业在生产过程中，将原料肉按不同工艺要求加工规格不等 的颗粒状肉馅，以便于同其它辅料充分混合来满足不同产品的需求 绞肉机为系列产品；工作时利用转动的切刀刃和孔板上孔眼刃形成的剪切作用将原 料肉切碎，并在螺杆挤压力的作用下，将原料不断排出机外。可根据物料性质和加 工要求的不同，配置相应的刀具和孔板，即可加工出不同尺寸的颗粒，以满足下道 工序的工艺要求。食品工业要

11、想达到现代化水平，在很大程度上还是依赖于食品机 械的发展及其现代化水平，现代食品工业离不开现代仪器和设备。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

12、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。 绞肉机零部件主要采用优质（铸铁件）或不锈钢制造，对加工物料无污染，符合 食品卫生标准。 刀具经特殊热处理，耐磨性能优越，使用寿命长。该机使用简单、拆装方便，易清洗 、加工产品范围广，物料加工后能很好地保持其原有的各种营养成分，保鲜效果良好 。 刀具可根据实际使用要求随意进行调节或更换。 第二章第二章 结结 构构 及及 工工 作作 原原 理理 2.12.1绞肉机的结

13、构方案确定绞肉机的结构方案确定 2.1.12.1.1方案方案1 1 绞肉机结构原理图绞肉机结构原理图（图2-1） 图2-1 方案1中，电动绞肉机的电机是一个自带减速效果的电机，其优点在于结构简单， 拆装方便，但是由于电机是一个自带减速的电机，当电机某个位置损坏时，可能整个 电机都要更换，这样就太浪费钱财，而且当它进行绞肉工作时，我们的手要按住绞肉 机，这也说明了它的平稳性不够，从而导致绞出的肉不够均匀，不够碎； 而且它的安全性不够，有可能对小孩产生不必要伤害。 2.1.22.1.2方案方案2 2 绞肉机结构原理图绞肉机结构原理图（图2-2） 图2-2 方案2中，该绞肉机是通过带传动直接带动绞龙

14、的转动，从而进行绞肉工作。该电 动绞肉机优点在于有平稳的绞肉能力，工作部分拆装方便，易于清洗，但是它没有调 速能力，只有一个固定的转速，这样导致，绞肉机绞出的肉不够细腻，当绞到小骨头 时，由于没有自动加减速功能，会导致不能进行正常的绞肉工作，有可能导致电机的 烧坏。 2.1.32.1.3方案方案3 3 绞肉机结构原理图绞肉机结构原理图（图2-3） 图2-3 方案3中，该电动绞肉机也是由带轮带动绞龙的转动，从而进行绞肉工作，但是其 最大的优点在于多了一个减速器，这样就解决了方案2中电机可能烧坏的可能性，而且 减速器中齿轮是采取闭式传动，这样就减少了对加工物料的污染；它的操作简单、拆 卸组装方便，

15、容易清洗，物料加工后能很好地保持其原有的各种营养成分，保鲜效果 良好；具有良好的绞肉能力和平稳性。加工时安全性能够得到保障，从而解决了方案1 的问题。 综上所诉，方案3的结构方案比较合理 2.22.2绞肉机的结构绞肉机的结构（图2-4） 图2-4 绞肉机主要由送料机构、切割机构和驱动机构等组成。其中送料机构包括料斗、 绞笼、和绞筒。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；切割 机构包括挤肉样板、绞刀、旋盖。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；驱动机构包括电 机、皮带轮、减速器、机架等。 2.32.3绞肉机的工

16、作原理绞肉机的工作原理 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大，但螺旋轴的直径后面 比前面小，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。

17、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 些物料不是切碎后排出，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

18、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。 2.42.4生产能力分析生产能力分析 2.4.12.4.1绞刀的切割能力绞刀的切割能力 根据需要被绞的肉质不同可以选用不同类型的绞刀，一般来说绞刀的刃越多其切割效 率越好，但磨损强度也随之提升。绞刀的切割能力与多因素有关。 切刀的切割能力7，可用下式计算： F=60nZ(cm2/h)=60 x216xx0.3x4=5487 （2-1） D2 4 0.842 4 式中：F绞刀切割能力,(cm2/h)； n绞

19、刀转速（r/min）； D挤肉样板外径（mm）； 孔眼总面积与样板面积之比，一般取0.30.4； Z绞刀刃数； 2.4.22.4.2绞肉机的生产能力绞肉机的生产能力G G 生产能力7G（kg/h）： G=A=x0.7=30kg/h （2-2） F F1 5487 128 式中：F1被切割1kg物料的面积，其值与孔眼直径有关(cm/h)； A绞刀切割能力利用系数，一般为0.70.75； 2.4.32.4.3功率消耗功率消耗N N 功率消耗N可用下式计算7： N=(kw)=0.18kw （2-3） GxW 30 x0.004 0.67 式中：W切割1kg物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw h/kg

20、）； 传动效率； 由生产能力计算可知，在n、D一定的条件下，绞刀的刃数越多，生产能力越大。 但是不同刃数的绞刀应与不同孔径的挤肉样板相匹配，才能得到较为合理的生产量和 功率消耗。 第三章第三章 绞龙的设计绞龙的设计 3.13.1绞龙的设计绞龙的设计 绞龙又名螺旋供料器其作用是向前输送物料，其中间是一根空心轴。如图31所 示，设计上采用一根螺距和根茎都不变的螺旋。绞龙的由两个部分连接，分别是螺旋 叶片和齿轮，螺旋叶片是为了把物料- 猪肉输送到绞刀口，齿轮是为了实现绞龙与绞刀的相对运动。它的工作原理是在封闭 的料槽内旋转，使装入的物料由于自重和与料槽摩擦力的作用而不与螺旋一起旋转， 只能沿着料槽横

21、向移动。其螺旋叶片和齿轮是通过焊接到绞龙轴上的。 图31 3.1.13.1.1绞龙的材料绞龙的材料 为了方便螺旋叶片焊接到绞龙轴上，因此绞龙材料可选45钢。 3.1.23.1.2绞龙直径绞龙直径7 （3-1）5 . 2 C G KD G生产能力 G=30kg/h K物料综合特性系数 K=0.071 -物料的填充系数 f=0.15 物料的堆积密度猪肉的为1.5t/m 3 C与螺旋供料器倾角有关的系数 C=1 带入数据得D32mm 3.1.33.1.3绞龙的转速绞龙的转速 由于绞龙只有一个工作转速，则从电机至绞龙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

22、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。经查食品加工过技术装备综合考虑本机选用21 6r/min。其速度分析图如图（3-2） 图3-2 图中，物料的绝对运动速度vf的方向与法线偏一摩擦角。若将vf分解，可得物料 的轴向速度vz和切线速度 v1。轴向速度使物料沿着输送方向移动，切向速度则造成物料在输送过程中的搅拌和 翻动。 根据速度图的分析，可以算出物料的轴向输送速度7 （3-2） )cos( z v v f 因为 （

23、3-3） cos f v v n （3-4） sin 0nvv （3-5） tan60tan2 t 30 n v0 tn r 所以 （3-6） )tanf1 ( 60 )cos( cos cos 60 )(cos 2 z tntn v 式中 t-螺旋叶片的螺距 t=32mm n-螺旋轴转速n=216r/min -螺旋升角 =16。 f、-物料与螺旋叶片的摩擦因数和摩擦角 f=4、 带入数据求得： （3-7） min/m3 . 0tan41 60 21632 )cos( cos cos 60 16 16 cos 2 z ）（ ）（ 。 tn v 由食品机械与设备可知，当时，vz0，物料将不能沿轴

24、向运动0tan-1f 。经计算得上式符合条件，因此能够轴向运动，而螺旋角应满足90。- ，则选择=16。 3.23.2绞筒的设计绞筒的设计 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，绞筒内壁与绞笼之间的 间隙要适当，一般为2-3mm。间隙太大会使物料倒流;间隙太小绞笼与绞筒内壁易碰 撞。 绞筒的材料可选用铸铁，选HT150 第四章第四章 传动系统的设计传动系统的设计 由于绞龙只有一个工作转速，所以无需变速装置，然而考虑到绞龙的转速与被加 工肉的加工质量，本设计选择两级传动，第一级由电动机输出的带轮传动，并实现

25、一 次减速，第二级传动为齿轮传动，因为对生产卫生要求较严格，故齿轮需要采用闭式 传动型，所以采用一级减速箱的传动，则从电机至绞龙的运动路线为定比传动，其总 的传动路线为：电动机小皮带轮大皮带轮 齿轮轴齿轮绞龙。 4.14.1电机的选择电机的选择 由上面的介绍可知，整个传动路线是电动机输出然后经过带轮与齿轮的两级减速传递 到绞龙与绞刀的7， N=0.18(KW) （4-1） GxW G绞肉机的生产能力，30kg/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d4mm ， 取w0.0040kw.h/kg。 传动效率，取0.67 由于算出N=0.17，但由于查课程设计手册无该参数，

26、因此取N=0.18，根据N0.18 kw，查机械设计课程设计表12- 16，选择YC系列的单相异步电动机其满载时为1400r/min，型号为YC7124。由于整个传 动系统的传动比为i总=1400/3264.29，取为4.2，所以依据前面的传动设计，初定传 动比分配为i总=4.2=i1xi2，其中i1为皮带轮的传动比，先设为1.75，i2为减速箱的减速 比，初定为2.4。 4.24.2 带传动的设计带传动的设计计算计算 选用普通V带传动，动力机位YC系列单相异步电动机，功率P=0.18kw，转速 n=1400，计算步骤参照机械设计p155设计步骤1。 4.2.14.2.1确定计算功率确定计算功

27、率 计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的 即1 Pca=KAP （4-2） 式中： Pca计算功率，Kw； KA工作情况系数，见机械设计表8-8 得 KA=1.2 P所需传递的额定功率，kW 带入数据得：Pca=1.2x0.18=0.216kW 4.2.24.2.2选择选择V V带的带型带的带型 根据计算功率Pca和小带轮转速n1，从机械设计图8-11选得普通V带的带型为 Z型 4.2.34.2.3确定带轮的基准直径确定带轮的基准直径d dd d并验算带速并验算带速v v 1）初选小带轮的基准直径dd1 根据V带的带型，参考机械设计表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径dd1

28、=80mm 2）验算带速v 根据机械设计P150的公式（8-13）得v=5.9m/s 3)计算大带轮的基准直径 由dd2=i1xdd1计算得dd2=140mm并根据机械设计表8-9 选dd2=140mm 4.2.44.2.4确定中心距确定中心距a a，并选择，并选择V V带的基准长度带的基准长度L Ld d 1）根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合机械设计式（8-20） 0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2) 初定中心距a0=200mm 2)计算相应的带长Ld0 Ld02a0+（dd1+dd2）+代入数据约等于750mm，由机械设计表8- 2 (dd2 - dd1)2 4

29、a0 2选取Ld=780mm 3）计算中心距a 传动的实际中心距近似为： aa0+ 215mm （4-3） Ld - Ld0 2 4.2.54.2.5验算小带轮上的包角验算小带轮上的包角1 1 为了提高带传动的工作能力，应使 1180o-（dd2-dd1）164o120o （4-4） 57.3o af（，2） 4.2.64.2.6确定带的根数确定带的根数z z 查机械设计表8-4、8-6,8-2,8-5分别得： P0=0.35kw；K =0.96；KL=1；P0=0.02kw代入下式得： Z= = =0.7 取1根 （4-5） KAP (P0 + P0)KKL 4.2.74.2.7求带传动的压

30、轴力求带传动的压轴力 1）V带初拉力 F0=500（）+qV2 （4-6） Pca zv 2.5 - K K =500 xx()+0.060 x5.9231.5N 0.216 5.9 2.5 - 0.96 0.96 （由机械设计表8-3 q=0.060kg/m） 2）压轴力 FQ=2ZF0sin FQ =62.4N （4-7） 1 2 4.2.84.2.8带轮结构设计带轮结构设计 由于带速v30m/s，带轮用HT200制造。小带轮采用实心式结构，大带轮采用腹板 式结构，见下图。 图4-1小带轮 图4-2大带轮 综上整理带传动参数如表： 表4-1 小带轮直径小带轮直径D D 1 1 大带轮直径大

31、带轮直径D D2 2传动比传动比i i带基准长度带基准长度L Ld d根数根数Z Z中心距中心距a a 80mm140mm1.75780mm1215mm 4.34.3齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 查机械设计，选择两齿轮的材料均为40Cr，热处理方法为调质，齿面硬度为24 1-286HBS，其中大齿轮的齿面硬度选取280HBS,小齿轮的齿面硬度选取241HBS。 校核步骤按机械设计计算： 4.3.14.3.1齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度 4.3.1.14.3.1.1试算模数试算模数 由机械设计得模数公式为 （4-8） 3 2 1 )( 1 2 F SaFa d Ft t YY Z Y

32、TK m 1) 确定公式中的各参数值 试选KFt=1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y=0.25+=0.25+=0.688 （4-9） 0.75 0.75 1.711 计算 YFaYsa F 由机械设计图10-17查得齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23 由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.76 由机械设计图10- 24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别Flim1=500Mpa，Flim2=380Mpa 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=O.85,KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-14

33、）得 F1=303.57MPa （4-10） f(0.75)f f KFN1Flim1 S 0.85x500 1.4 F2=238.86Mpa KFN2Flim2 S 0.88x380 1.4 =0.0138 （4-11） YFa1Ysa1 F1 2.65x1.58 303.57 =0.0164 YFa2Ysa2 F2 2.23x1.76 238.86 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 YFaYsa F =0.0164 （4-12） YFaYsa F YFa2Ysa2 F2 选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=2.4x24=58 （4-13） mmN P n T 10 1010 3

34、6 2 6 1 149 . 2 75. 1 1400 18. 055 . 9 55 . 9 2）试算模数 （4-14） mm278 . 1 164 . 0 1 688 . 0 149 . 2 3 . 12 )( 1 2 3 2 3 3 2 124 10 F SaFa d Ft t YY Z YTK m 4.3.1.24.3.1.2调整齿轮模数调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v d1=mtxz1=0.478x24=11.472mm （4-15） v=0.48m/s （4-16） d1n1 60 x1000 x11.472x800 60 x1000 齿宽b b=dd1=1x

35、11.472=11.472mm （4-17） 宽高比b/h h=(2h*a+c*)mt=(2x1+0.25)x0.478=1.0755mm （4-18） b/h=11.472/1.10755=10.67 2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.48m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.04 由Ft1=2T1/d1=2x2.149x103/11.472=3.75x102N，KA Ft1/b=1x375/11.472=33N/mm100N/mm，查机械设计表10- 3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由机械设计表10-4用插值法查得KHb=1.491，结合b/h=10.67查图1

36、0- 13，得KFb=1.45 则载荷系数为 KF=KAKVKFKFb=1x1.04x1.2x1.45=1.81 3)由机械设计式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 （4-19）mm K K m Ft F t 53 . 1 3 . 1 81 . 1 278 . 1 m 3 3 4.3.24.3.2齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度 4.3.2.14.3.2.1试算小齿轮分度圆直径，即试算小齿轮分度圆直径，即 （4-20） 3 2 1 1 )( 1 2 H EH u uZZZ TK d d Ht t 1)确定公式中各参数值 试选KHt=1.3 由机械设计图10-20查得区域系数ZH=

37、2.5 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2 计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由机械设计式（10-15）计算应力循环次数： N1=60n2jLh=60 x800 x1x(2x8x300 x15)=3.45x109 （4-21） N2=N1/u=1.44x109 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.88 ,KHN2=0.81 取失效概率为1%、安全系数S=2，由机械设计式（10-14）得 H1=264MPa （4-22） KHN1Hlim1 S 0.8

38、8X600 2 H2=120Mpa KHN2Hlim2 S 0.81X550 2 取两者中最小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H= H2=120Mpa 2）试算小齿轮分度圆直径 （4-23） mm H EH u uZZZ TK d d Ht t 7 . 50 4 . 2 14 . 2 1 21493 . 121 2 3 2 3 2 1 1 ) 120 873. 0 8 . 1895 . 2 ()( 4.3.2.24.3.2.2调整小齿轮分度圆直径调整小齿轮分度圆直径 1）数据准备 圆周速度v v=1.9m/s （4-24） d1tn2 60 x1000 x50.7x800 60 x1000

39、 齿宽b b=dd1t=1x45.7mm=50.7mm （4-25） 2)计算实际载荷系数KH 根据v=1.9m/s、7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.08 齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t=2x2149/50.7N=94.05N （4-26） KAFt1/b=1x94.05/50.7=2.06N/mm100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4查得KHb=1.491 则实际载荷系数 KH= KAKVKHKHb=1x1.08x1.2x1.491=1.93 （4-27） 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 （4-28） mm

40、 K K dd Ht H t 53.55 3 . 1 93 . 1 7 .50 3 3 11 及相应的齿轮模数 m=d1/z1=55.53/24=2.47mm （4-29） 分析得m=2,d1=55.53mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=55.53/2=27.065 取z1=28，则大齿轮齿数z2=uz1=2.4x27=64.8,取z2=65 4.3.34.3.3几何尺寸计算几何尺寸计算 4.3.3.14.3.3.1计算分度圆直径计算分度圆直径 d1=z1m=28x2mm=56mm （4-30） d2=z2m=65x2mm=130mm 4.3.3.24.3.3.2计算中心距计算中心距 a=(

41、d1+d2)/2=(56+130)/2=93mm （4-31） 4.3.3.34.3.3.3计算齿轮宽度计算齿轮宽度 b=dd1=1x56mm=56mm （4-32） 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加 宽（5-10）mm，即 b1=b +（5-10）mm=61-66mm 取b1=62mm，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=56 4.3.44.3.4圆整中心距后的强度校核圆整中心距后的强度校核 经分析，采用变位法将中心距就近圆整至a*=94mm 4.3.4.14.3.4.1计算变位系数计算变位系数 计算齿合角、齿数和、表位系数和、中心距变动系数和齿顶

42、高降低系数 *=arccos(a cos)/a*= arccos(89cos20。)/90=22.068。 z=z1+z2=26+63=89 x=x1+x2=(inv*-inv)z/(2tan)= (inv22.068。-inv20。)89/(2tan20。)=0.65 y=（a*-a）/m=(90-89)/2=0.5 y= x-y=0.65-0.5=0.15 从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数x1、x2 由图10-21b可知，坐标点（z/2, x/2）=（44.5，0.325）位于L12线和L13线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z1

43、、z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.31 ，x2=0.25 4.3.4.24.3.4.2齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度校核 经计算：KH=1.93，T1=2.149x103，d=1，d1=56，u=2.4，ZH=2.36，ZE=189.8Mpa1/ 2，Z=0.91 将它们代入式（10-10），得到 （4-33） MpaMpa u u ZZZ d TK EH d H H 120117 91 . 0 8 . 18936 . 2 4 . 2 14 . 2 1 214993 . 1 21 2 2 3 2 3 1 1 56 齿面接触疲劳强度满足要求。 4.3.4.34.3.4.3

44、齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核 经计算：KF=1.85，T1=2.149x103，YFa1=2.11，Ysa1=1.85，YFa2=2.05，YSa2=1.93,Y =0.74，d=1，m=2，z1=26。将它们代入式（10-6），得到 F1=MPa=4.2MPaF1 （4-34） 2KFT1YFa1Ysa1Y dm3z12 2x1.85x2149x2.11x1.85x0.74 1x23282 F2=MPa=4.3MPaF2 2KFT1YFa2Ysa2Y dm3z12 2x1.85x2149x2.05x1.93x0.74 1x23282 齿面弯曲疲劳强度满足要求。 4.44.4轴的设

45、计与校核轴的设计与校核 齿轮轴的结构如下： 图4-3 低速轴的结构如下： 图4-4 4.4.14.4.1各轴的转速计算各轴的转速计算1 n高=1400r/min n齿=800r/min 1400 1.75 n低=333.3r/min 800 2.4 4.4.24.4.2各轴输入功率计算各轴输入功率计算 P高速轴=P=0.18kw P齿轮轴=P高速轴x0.96x0.97=0.17kw P低速轴= P齿轮轴x0.9x0.98=0.15kw 4.4.34.4.3按扭转强度条件计算按扭转强度条件计算 由机械设计P366 可得AO=120和轴的直径公式为 （4-35） 3 0 d n p A 因此，mm

46、 d 82 . 7 800 17 . 0 120 3 齿轮轴 mm d 102 . 9 3 .333 15. 0 120 3 低速轴 将数据代入轴的扭转强度条件公式，即 （4-36） MPa n TT d 30 2 . 0 p 9550000 3 MPaMPa n TT d 3020 2 . 0 800 17 . 0 9550000 2 . 0 p 9550000 8 33 齿轮轴 MPaMPa n TT d 3021 2 . 0 3 . 333 15 . 0 9550000 2 . 0 p 9550000 10 33 齿轮轴 因此满足扭转强度条件，故轴设计合理。 第五章第五章 绞刀设计绞刀设

47、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。本设计的绞刀的规格为4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。 5.15.1绞刀的设计绞刀的设计 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(图5-1)其每一刃部的绞肉(指切割肉的)线速度 分部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7： （） （5-1） 30000 n vpRr 式中：刀片刃

48、部任一点的线速度ms； p v n刀片的旋转速度r/min； 刀片刃部任一点至旋转中心的距离mm； r刀刃起始点半径mm ； R刀刃终止点半径mm； 再从任一叶刀片的横截面上来看，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。 5.1.15.1.1刀刃的起讫位置刀刃的起讫位置 绞肉时，绞肉机的十字刀片作旋转运动。从上式可以看出，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。并且在螺杆进给速度也 一定的条件下，假定绞肉时刀片所消耗的功全

49、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=FxV （5-2） 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（Js） F铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N） 任一刀刃切割肉的线速度（ms） 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 不能太高。 根据经验，我们知道一般绞肉时刀刃切割肉的线速度处在30一90mmin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r和终点半径R。 根据计算线速度的公式得： = （5-3） 30000Vp n 已知十字刀片得转速n216r/min 当min时，

50、=r, V30m/min=0.5m/s r=14.65mm （5-4） v 30000 x0.5 x216 当max时，=R， VR=90min/min=1.5m/s R=43.94mm （5-5） R 30000 x1.5 x216 圆整后取: r=15mm R=45mm 5.1.25.1.2刀刃的前角刀刃的前角 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： =+Ff+Ffy （5-6） FFnF Fny 其值为： Fn+Ffycosy=Fnysiny （5-7） F=+cosy+ Ffysiny

51、（5-8） FFf Fny 因为刀刃与网眼板的摩擦力为： Ff= Fnx （5-9） 肉与前刀面的摩擦力为： Ff= Fnyxy 整理得： F=F+ Fn(+y)+ Fny(1+y2)cosy （5-10） 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 y肉被剪切时与前刀面的摩擦系数 y刀片的前角（0oy90o） Fn网眼板作用于刀刃上的压力（N） Fny肉被切割时作用于前刀面的压力（N） 由于F=xA 式中：肉的抗剪应力，与肉的质地有关 A肉被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关 所以F与肉的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，F可以看成为常量，故令 F=C1。 由于Fn是网眼板作用于刀刃上的压力，可以看为刀片的预紧压力，是常量，故令 Fn=C2。Fny是刀片切割肉时，肉对前刀面的压力与速度v有关，故令Fny=Fyv。 简化式（5-10）得： F=C