肉类加工机械-绞肉机设计说明书(论文)

目录目录…………………1中文摘要……………3Abstract………………………3第1章绪论………………………3第2章结构及工作原理…………42.1绞肉机的结构………………42.1.1送料机构………………42.1.2切割机构………………42.1.3驱动机构………………42.2绞肉机的工作原理…………5第3章螺旋供料器的设计………………………53.1绞笼的设计…………………53.1.1绞笼的材料……………63.1.2螺旋直径………………63.1.3螺旋供料器的转速……………………63.1.4螺旋节距………………63.2绞筒的设计………………6第4章传动系统的设计…………74.1电机的选择……………74.2带传动的设计……………84.2.1设计功率……………84.2.2选定带型……………84.2.3传动比………………84.2.4小带轮基准直径……………………84.2.5大带轮基准直径……………………84.2.6带速验算……………84.2.7初定轴间距…………94.2.8所需带的基准长度…………………94.2.9实际轴间距…………94.2.10小带轮包角…………94.2.11单根V带的基本额定功率…………94.2.12时单根V带型额定功率增量………………94.2.13V带的根数……………94.2.14单根V带的预紧力………………104.2.15作用在轴上的力……………………104.2.16带轮的结构和尺寸………………104.3齿轮传动设计………………………114.3.1选择材料，确定和及精度等级………114.3.2按接触强度进行初步设计…………确定中心距……………………确定模数………………………确定齿数………………………计算主要的几何尺寸…………124.3.3校核齿面接触强度………………124.3.4校核齿根的强度…………………4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算………………确定齿厚偏差代号……………确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值………………确定齿轮副的检验项目与公差值……………确定齿坯的精度………………4.4轴的设计………………174.4.1按扭转强度计算……………………17第5章绞刀的设计……………185.1绞刀的设计……………185.1.1刀刃的起讫位置……………………195.1.2刀刃的前角…………195.1.3刀刃的后角…………215.1.4刀刃的刃倾角……………………215.1.5刀刃上任一点位量上绞肉速度……………………235.1.6绞刀片的结构………………………24第6章生产能力分析…………256.1绞刀的切割能力………………………256.2绞肉机的生产能力……………………256.3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AbstractTheprinciple,technicalpare-maters,transmitingsystemandmainpartsstructureofmincingma-chinewereintroduced.Theproductingcapacitywasanalysed.KeywordsMincingmachineHoldsplateCuttingbladeTransferaugerKeywords:meatchopper，reamer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HT2003.1.2螺旋直径＝0.136m取D＝160mmG－生产能力,由原始条件得G＝1t/hK－物料综合特性系数,查表1-16得K＝0.071-物料得填充系数查B4表1－16得＝0.15－物料的堆积密度t/m猪肉的为1.5t/mC－与螺旋供料器倾角有关的系数，查B4表1－15得C＝13.1.3螺旋供料器的转速由原始数据n＝326r/min3.1.4螺旋节距实体面型螺旋的节距t＝D3.2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。由传动比标准系列查B2表2－1初步取1.762.5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=＝4(KW)G－绞肉机的生产能力，1000kg/hW－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）－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4-1Y112M-4电动机的外观图4.2带传动的设计4.2.1设计功率－工况系数，查B1表8－1－22，取＝1.2P－传递的功率4.2.2选定带型根据和查B1图8－1－2选取普通V带A型，－小带轮转速，为1440r/min4.2.3传动比1.76＝＝4.2.4小带轮基准直径（mm）由B1表8－1－12和表8－1－14选定＝100mm>＝75r/min4.2.5大带轮基准直径（mm）由B3表8－7得=180mm4.2.6带速验算4.2.7初定轴间距（mm）4.2.8所需带的基准长度（mm）＝＝886mm依B1表8－1－8取＝900mm，即带型为A－9004.2.9实际轴间距

4.2.10小带轮包角==4.2.11单根V带的基本额定功率根据带型号、和普通V带查B1表8－1－27（c）取1.32kw4.2.12时单根V带型额定功率增量根据带型号、和查B1表8－1－27（c）取0.15kw4.2.13V带的根数ZZ=－小带轮包角修正系数查B1表8－1－23,取0.96－带长修正系数查B1表8－1－8，取0.874.2.14单根V带的预紧力==134（N）m－V带每米长的质量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm4.2.15作用在轴上的力－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）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，确定和及精度等级。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40，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8－3－8（d）中的MQ级质量指标查得；由B1图8－3－9（d）中的MQ级质量指标查得；。4.3.2按接触强度进行初步设计确定中心距a（按B1表8－3－27公式进行设计）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）小齿轮额定转矩齿宽系数＝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（参考B1表8－3－27推荐值）则取a＝80mm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确定齿数z,z初取螺旋角＝13z===29.4取z=30z=μz=2.530=75取z=75重新确定螺旋角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d=mz/cos=1.530/cos=45.7mmd=mz/cos=1.5*75/cos=114.3mm齿顶圆直径d=d+2h=45.7+21.5=48.7mmd=d+2h=114.3+21.5=117.3mm端面压力角(查B1表8－3－4)基圆直径d=dcos=cos20.292=40.2mmd=dcos=348cos20.292=107.2mm齿顶圆压力角=arccos=34.365=arccos=23.951端面重合度=[z（tg-tg）+z(tg-tg)]=1.9齿宽b=.a＝0.4*80＝32取b＝32mm；b＝40mm齿宽系数===0.7纵向重合度=1.2当量齿数＝31.45＝78.6284.3.3校核齿面接触强度（按B1表8—3—10校核）强度条件：[]计算应力：=ZZZZZ=式中：名义切向力F===2044N使用系数K=1（由B1表8—3—31查取）动载系数=（）式中V=A=83.6B=0.4C=6.57=1.2齿向载荷分布系数K=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非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数（由B1表8—3—33查取）节点区域系数=1.5（由B1图8—3—11查取）重合度的系数（由B1图8—3—12查取）螺旋角系数（由B1图8—3—13查取）弹性系数（由B1表8—3—34查取）单对齿齿合系数Z=1=＝＝245.5MPa许用应力：[]=式中：极限应力=1120MPa最小安全系数=1.1（由B1表8—3—35查取）寿命系数=0.92（由B1图8—3—17查取）润滑剂系数=1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于350）速度系数=0.96（按由B1图8—3—20查取）粗糙度系数=0.9（由B1图8—3—21查取）齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度45HRC，由B1图8—3—22查取）尺寸系数=1（由B1图8—3—23查取）则：[]==826MPa满足[]4.3.4校核齿根的强度（按B1表8—3—30校核）强度条件：[]许用应力：=；式中：齿形系数=2.61，=2.2（由B1图8—3—15（a）查取）应力修正系数，（由B1图8—3—16（a）查取）重合度系数=1.9螺旋角系数=1.0（由B1图8—3—14查取）齿向载荷分布系数==1.3（其中N=0.94，按B1表8—3—30计算）齿间载荷分配系数=1.0（由B1表8—3—33查取）则=94.8MPa==88.3MPa许用应力：[]=（按值较小齿轮校核）式中：极限应力=350MPa安全系数=1.25（按B1表8—3—35查取）应力修正系数=2（按B1表8—3—30查取）寿命系数=0.9（按B1图8—3—18查取）齿根圆角敏感系数=0.97（按B1图8—3—25查取）齿根表面状况系数=1（按B1图8—3—26查取）尺寸系数=1（按B1图8—3—24查取）则[]=满足，〈〈[]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）确定齿厚偏差代号确定齿厚偏差代号为：6KLGB10095—88（参考B1表8—3—54查取）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，==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，=0.6（）=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=0.012（由B1表8—3—61查取）。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。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=-12=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72=-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：对齿轮传动，检验中心距极限偏差，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%；检验齿轮副的切向综合公差=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=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，=0.012mm，=0.006mm（由B1表8—3—63查取）。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式中:d－轴的直径，mmT－轴传递的转矩，N.mmP－轴传递的额定功率，kwn－轴的转速，r/min[]－轴材料的许用切应力，Mpa30A－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ZG65Mn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。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：（）式中：－刀片刃部任一点的线速度m／s；n－刀片的旋转速度rpm；－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[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：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，即刃的起点半径和终点半径R。根据式[1]得：[3]我们已知十字刀片得转速n＝326r/min当时，，＝30m/min=0.5m/s当时，，R＝圆整后取:r=15mmR=45mm5.1.2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：其值为：因为刀刃与网眼板的摩擦力为：肉与前刀面的摩擦力为：整理得：[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）—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－刀片的前角（）－网眼板作用于刀刃上的压力（N）－肉被切割时作用于前刀面的压力（N）由于式中：－肉的抗剪应力，与肉的质地有关－肉被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关所以与肉的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，可以看成为常量，故令。由于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。是刀片切割肉时，肉对前刀面的压力与速度v有关，故令。简化式[4]得：[5]从式[5]和式[2]可知，刀刃前角的大小，直接影响着绞肉过程中的切割力，以及切割肉时所产生的温度。在刀片旋转速度以及螺杆进料速度都一定的情况下，前角大，切割肉所需的力和切割肉所产生的热都小；反之，则大。但前角很大时，则因刀具散热体积小而使切割肉时所产生的温度不能很快冷却。因此，在一定的条件下，前角有一合理的数值范围：一般取：(肉质软取大值，反之取小值)5.1.3刀刃的后角刀刃后角的目的：一是减小后刀面与网眼板(包括三眼板)表面的摩擦；二是在前角不变的情况下，增大后角能使刀刃锋利。刀片磨损后将使刀刃变钝，使肉在绞肉(切割)过程中变形能增加，同时由于磨损后刀片的后角基本为零，加大了刀片与网眼扳的摩擦，两者都使绞肉过程中产生的热量增多。另外，在同样的磨钝标准VB下，后角大的刀片由新用到钝所磨去的金属体积较大[如图5-3所示]。这说明增大后角可提高刀片的耐用度，但同时也带来的问题是刀片的NB磨损值大(反映在刀体材料的磨损过大这一方面)，并且刀刃极度也有所削弱，故后角也有一合理的数值范围：一般取：(肉质软取大值反之取小值)图5-3后角与VB、NB的关系5.1.4刀刃的刃倾角从分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃来得知刀倾角对刀片性能的影响情况。在任一叶刀片的法剖面内，当把刀刃放大看时，可以把刀刃看成是一段半径为的圆弧[图5－4]，由于刀刃有刃倾角，故在线速度方向剖面内的刀刃将变成椭圆弧(斜剖刀刃圆柱所得)图5-4刃倾角与刀刃锋利度椭圆的长半径处的曲率半径，即为刀刃实际纯圆半径。其关系为：[6]由此可见，增大刀倾角的绝对值，可减小刀刃的实际钝圆半径，这就说明增大刃倾角就可使刀刃变得较为锋利。一旦刀刃的起讫半径r及R确定后，其最大初始刃倾角就可确定了[参见图5-5]：图5-5[7]初始刃倾角按下式计算：[见图5-6]图5-6初始刃倾角计算用示意图[8]式中：r－刀刃起始点半径(mm)；R－刀刃终止点半径(mm)；b－叶刀片外端宽度（mm）;－初始刃倾角；5.1.5刀刃上任一点位量上绞肉速度由于有了刃倾角，故刀刃上任一点相对于网眼板的速度，将可以分解为垂直于刃的法向速度分量和平行于刃的切向速度分量。[参见图5-7]即：其值为：图5－7刀刃上任一点的速度示意图又因为：所以：整理得（）式中：－刀刃上任一点位置的法向速度分度m／s；－刀刃上任一点位置的切向速度分量m／s；－刀刃上任一点至刀片旋转中心距离mm；－刀刃的初始刃倾角；－与刀刃相切的圆计算半径mm；R－刀刃的终点半径mm；r－刀刃的起点半径mm；5.1.6刀片的结构根据以上对绞刀各个几何参数的分析，得出绞刀的结构图（图5-8），此绞刀的特点：后角取4，刀片的寿命较长；前角取30，以减小绞肉所需的力及功率；增加刃倾角，以提高刀刃的锋利度；采用全圆弧形的前刀面结构，以改善刀刃的强度；采用可换式刀片结构，以节约刀体材料并可选用不同几何参数刀片。图5－82刃、4刃、8刃绞刀生产能力分析6.1绞刀的切割能力切刀的切割能力，可用下式计算：式中：F－绞刀切割能力（）；n－绞刀转速（r/min）;326r/minD－挤肉样板外径（mm）；168mm－孔眼总面积与样板面积之比，一般取0.3－0.4；取0.4Z－绞刀刃数；取6.2绞肉机的生产能力G生产能力G（kg/h）：式中：－被切割1kg物料的面积，其值与孔眼直径有关（）；A－绞刀切割能力利用系数，一般为0.7－0.75；6.3功率消耗N功率消耗N可用下式计算：(kw)式中：W－切割1kg物料耗用能量，其值与孔眼有关（kwh/kg）；－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。在使用能过程中，可根据附表中推荐的值来选用。样板孔径mm38、1016绞刀刃数842生产能力kg/h80010001400

设计总结鸣谢

参考文献吴宗泽主编．机械设计实用手册．第一版．北京：化学工业出版社．1999濮良贵、纪名刚主编．机械设计．第七版．北京：高等教育出版社．2001张裕中主编．食品加工技术装备．第一版．北京：中国轻工业出版社．2000无锡轻工业学院、天津轻工业学院编．食品工厂机械与设备．第二版．北京：轻工业出版社．1985胡继强主编．食品机械与设备．第一版．北京：中国轻工业出版社．1999李兴国主编．食品机械学（下册）．第一版．四川：四川教育出版社．1992中国农业机械化科学研究院编．实用机械设计手册（下）．北京：中国农业机械出版社．1985成大先主编．机械设计手册（第4卷）．第四版．北京：化学工业出版社．2002[苏]卡查科夫、马尔切诺夫著．食品机械制造工艺学．北京：机械工业出版社．1984张万昌主编．热加工工业基础．第一版．北京:高等教育出版社．1997马晓湘、钟均祥主编．画法几何及机械制图．第二版．华南理工大学出版社1992毛谦德、李振清主编．袖珍机械设计师手册．第二版．北京：机械工业出版社．2002

附录:英文原文：SHAFTANDGEARDESIGNAbstract:Theimportantpositionofthewheelgearandshaftcan'tfalterintraditionalmachineandmodernmachines.Thewheelgearandshaftsmainlyinstallthedirectionthatdeliversthedintattheprincipalaxisbox.Thepassingtoprocesstomakethemcanisdividedintomanymodelnumbers,usedingformanysituationsrespectively.SowemustbethemultilayerstotheunderstandingofthewheelgearandshaftinmanywaysKeywords:Wheelgear;ShaftIntheforceanalysisofspurgears,theforcesareassumedtoactinasingleplane.Weshallstudygearsinwhichtheforceshavethreedimensions.Thereasonforthis,inthecaseofhelicalgears,isthattheteetharenotparalleltotheaxisofrotation.Andinthecaseofbevelgears,therotationalaxesarenotparalleltoeachother.Therearealsootherreasons,asweshalllearn.Helicalgearsareusedtotransmitmotionbetweenparallelshafts.Thehelixangleisthesameoneachgear,butonegearmusthavearight-handhelixandtheotheraleft-handhelix.Theshapeofthetoothisaninvolutehelicoid.Ifapieceofpapercutintheshapeofaparallelogramiswrappedaroundacylinder,theangularedgeofthepaperbecomesahelix.Ifweunwindthispaper,eachpointontheangularedgegeneratesaninvolutecurve.Thesurfaceobtainedwheneverypointontheedgegeneratesaninvoluteiscalledaninvolutehelicoid.Theinitialcontactofspur-gearteethisalineextendingallthewayacrossthefaceofthetooth.Theinitialcontactofhelicalgearteethisapoint,whichchangesintoalineastheteethcomeintomoreengagement.Inspurgearsthelineofcontactisparalleltotheaxisoftherotation;inhelicalgears,thelineisdiagonalacrossthefaceofthetooth.Itisthisgradualoftheteethandthesmoothtransferofloadfromonetoothtoanother,whichgivehelicalgearstheabilitytotransmitheavyloadsathighspeeds.Helicalgearssubjecttheshaftbearingstobothradialandthrustloads.Whenthethrustloadsbecomehighorareobjectionableforotherreasons,itmaybedesirabletousedoublehelicalgears.Adoublehelicalgear(herringbone)isequivalenttotwohelicalgearsofoppositehand,mountedsidebysideonthesameshaft.Theydevelopoppositethrustreactionsandthuscanceloutthethrustload.Whentwoormoresinglehelicalgearsaremountedonthesameshaft,thehandofthegearsshouldbeselectedsoastoproducetheminimumthrustloadCrossed-helical,orspiral,gearsarethoseinwhichtheshaftcenterlinesareneitherparallelnorintersecting.Theteethofcrossed-helicalfearshavepointcontactwitheachother,whichchangestolinecontactasthegearswearin.Forthisreasontheywillcarryoutverysmallloadsandaremainlyforinstrumentalapplications,andaredefinitelynotrecommendedforuseinthetransmissionofpowerThereisondifferencebetweenacrossedhelicalgearandahelicalgearuntiltheyaremountedinmeshwitheachother.Theyaremanufacturedinthesameway.Apairofmeshedcrossedhelicalgearsusuallyhavethesamehand;thatis,aright-handdrivergoeswitharight-handdriven.Inthedesignofcrossed-helicalgears,theminimumslidingvelocityisobtainedwhenthehelixangleareequal.However,whenthehelixanglearenotequal,thegearwiththelargerhelixangleshouldbeusedasthedriverifbothgearshavethesamehandWormgearsaresimilartocrossedhelicalgears.Thepinionorwormhasasmallnumberofteeth,usuallyonetofour,andsincetheycompletelywraparoundthepitchcylindertheyarecalledthreads.Itsmatinggeariscalledawormgear,whichisnotatruehelicalgear.Awormandwormgearareusedtoprovideahighangular-velocityreductionbetweennonintersectingshaftswhichareusuallyatrightangle.Thewormgearisnotahelicalgearbecauseitsfaceismadeconcavetofitthecurvatureoftheworminordertoprovidelinecontactinsteadofpointcontact.However,adisadvantageofwormgearingisthehighslidingvelocitiesacrosstheteeth,thesameaswithcrossedhelicalgearsWormgearingareeithersingleordoubleenveloping.Asingle-envelopinggearingisoneinwhichthegearwrapsaroundorpartiallyenclosestheworm..Agearinginwhicheachelementpartiallyenclosestheotheris,ofcourse,adouble-envelopingwormgearing.Theimportantdifferencebetweenthetwoisthatareacontactexistsbetweentheteethofdoubleenvelopinggearswhileonlylinecontactbetweenthoseofsingle-envelopinggears.Thewormandwormgearofasethavethesamehandofhelixasforcrossedhelicalgears,butthehelixanglesareusuallyquitedifferentThehelixangleonthewormisgenerallyquitelarge,andthatonthegearverysmallBecauseofthis,itisusualtospecifytheleadangleontheworm,whichisthecomplementofthewormhelixangle,andthehelixangleonthegear;thetwoanglesareequalfora90-deg.ShaftangleWhengearsaretobeusedtotransmitmotionbetweenintersectingshaft,someofbevelgearisrequired.Althoughbevelgearareusuallymadeforashaftangleof90deg.Theymaybeproducedforalmostanyshaftangle.Theteethmaybecast,milled,orgenerated.Onlythegeneratedteethmaybeclassedasaccurate.Inatypicalbevelgearmounting,oneofthegearisoftenmountedoutboardofthebearing.Thismeansthatshaftdeflectioncanbemorepronouncedandhaveagreatereffectonthecontactofteeth.Anotherdifficulty,whichoccursinpredictingthestressinbevel-gearteeth,isthefacttheteetharetapered.Straightbevelgearsareeasytodesignandsimpletomanufactureandgiveverygoodresultsinserviceiftheyaremountedaccuratelyandpositively.Asinthecaseofsqurgears,however,theybecomenoisyathighervaluesofthepitch-linevelocityInthesecasesitisoftengooddesignpracticetogotothespiralbevelgear,whichisthebevelcounterpartofthehelicalgear.Asinthecaseofhelicalgears,spiralbevelgearsgiveamuchsmoothertoothactionthanstraightbevelgears,andhenceareusefulwherehighspeedareencountered.Itisfrequentlydesirable,asinthecaseofautomotivedifferentialapplications,tohavegearingsimilartobevelgearsbutwiththeshaftoffset.SuchgearsarecalledhypoidgearsbecausetheirpitchsurfacesarehyperboloidsofrevolutionThetoothactionbetweensuchgearsisacombinationofrollingandslidingalongastraightlineandhasmuchincommonwiththatofwormgearsAshaftisarotatingorstationarymember,usuallyofcircularcrosssection,havingmounteduponitsuchelementsasgears,pulleys,flywheels,cranks,sprockets,andotherpower-transmissionelements.Shaftmaybesubjectedtobending,tension,compression,ortorsionalloads,actingsinglyorincombinationwithoneanother.Whentheyarecombined,onemayexpecttofindbothstaticandfatiguestrengthtobeimportantdesignconsiderations,sinceasingleshaftmaybesubjectedtostaticstresses,completelyreversed,andrepeatedstresses,allactingatthesametimeTheword"shaft"coversnumerousvariations,suchasaxlesandspindles.Anaxleisashaft,witherstationaryorrotating,norsubjectedtotorsionload.Ashirtrotatingshaftisoftencalledaspindle.Wheneitherthelateralorthetorsionaldeflectionofashaftmustbeheldtocloselimits,theshaftmustbesizedonthebasisofdeflectionbeforeanalyzingthestresses.Thereasonforthisisthat,iftheshaftismadestiffenoughsothatthedeflectionisnottoolarge,itisprobablethattheresultingstresseswillbesafe.Butbynomeansshouldthedesignerassumethattheyaresafe;itisalmostalwaysnecessarytocalculatethemsothatheknowstheyarewithinacceptablelimitsWheneverpossible,thepower-transruissionelements,suchasgearsorpullets,shouldbelocatedclosetothesupportingbearings,Thisreducesthebendingmoment,andhencethedeflectionandbendingstress.AlthoughthevonMises-Hencky-Goodmanmethodisdifficulttouseindesignofshaft,itprobablycomesclosesttopredictingactualfailure.Thusitisagoodwayofcheckingashaftthathasalreadybeendesignedorofdiscoveringwhyaparticularshafthasfailedinservice.Furthermore,thereareaconsiderablenumberofshaft-designproblemsinwhichthedimensionareprettywelllimitedbyotherconsiderations,suchasrigidity,anditisonlynecessaryforthedesignertodiscoversomethingaboutthefilletsizes,heat-treatment,andsurfacefinishandwhetherornotshotpeeningisnecessaryinordertoachievetherequiredlifeandreliabilityBecauseofthesimilarityoftheirfunctions,clutchesandbrakesaretreatedtogether.Inasimplifieddynamicrepresentationofafrictionclutch,orbraketwoinertias11and12travelingattherespectiveangularvelocitiesWlandW2,oneofwhichmaybezerointhecaseofbrake,aretobebroughttothesamespeedbyengagingtheclutchorbrake.Slippageoccursbecausethetwoelementsarerunningatdifferentspeedsandenergyisdissipatedduringactuation,resultinginatemperaturerise.Inanalyzingtheperformanceofthesedevicesweshallbeinterestedintheactuatingforce,thetorquetransmitted,theenergylossandthetemperaturerise.Thetorquetransmittedisrelatedtotheactuatingforce,thecoefficientoffriction,andthegeometryoftheclutchorbrake.Thisisprobleminstatic,whichwillhavetobestudiedseparatelyforeathgeometricconfiguration.However,temperatureriseisrelatedtoenergylossandcanbestudiedwithoutregardtothetypeofbrakeorclutchbecausethegeometryofinterestistheheat-dissipatingsurfaces.Thevarioustypesofclutchesandbrakesmaybeclassifiedasfllows1.Rimtypewithinternallyexpandingshoes2.Rimtypewithexternallycontractingshoes3。Bandtype4.Diskoraxialtype5．Conetype6.MiscellaneoustypeTheanalysisofalltypeoffrictionclutchesandbrakesusethesamegeneralprocedure.Thefollowingsteparenecessary1.Assumeordeterminethedistributionofpressureonthefrictionalsurfaces2.Findarelationbetweenthemaximumpressureandthepressureatanypoint3.Applytheconditionofstaticalequilibriumtofind(a)theactuatingforce,(b)thetorque,and(c)thesupportreactionsMiscellaneousclutchesincludeseveraltypes,suchasthepositive-contactclutches,overload-releaseclutches,overrunningclutches,magneticfluidclutches,andothers.Apositive-contactclutchconsistsofashiftleverandtwojaws.Thegreatestdifferencesbetweenthevarioustypesofpositiveclutchesareconcernedwiththedesignofthejaws.Toprovidealongerperiodoftimeforshiftactionduringengagement,thejawsmayberatchet-shaped,orgear-tooth-shaped.Sometimesagreatmanyteethorjawsareused,andtheymaybecuteithercircumferentially,sothattheyengagebycylindricalmating,oronthefacesofthematingelementsAlthoughpositiveclutchesarenotusedtotheextentofthefrictional-contacttype,theydohaveimportantapplicationswheresynchronousoperationisrequiredDevicessuchaslineardrivesormotor-operatedscrewdriversmustruntodefinitelimitandthencometoastop.Anoverload-releasetypeofclutchisrequiredfortheseapplications.Theseclutchesareusuallyspring-loadedsoastoreleaseatapredeterminedtoque.TheclickingsoundwhichisheardwhentheoverloadpointisreachedisconsideredtobeadesirablesignalAnoverrunningclutchorcouplingpermitsthedrivenmemberofamachineto"freewheel"or"overrun"becausethedriverisstoppedorbecauseanothersourceofpowerincreasethespeedofthedriven.Thistypeofclutchusuallyusesrollersorballsmountedbetweenanoutersleeveandaninnermemberhavingflatsmachinedaroundtheperiphery.Drivingactionisobtainedbywedgingtherollersbetweenthesleeveandtheflats.TheclutchisthereforeequivalenttoapawlandratchetwithaninfinitenumberofteethMagneticfluidclutchorbrakeisarelativelynewdevelopmentwhichhastwoparallelmagneticplates.Betweentheseplatesisalubricatedmagneticpowdermixture.Anelectromagneticcoilisinsertedsomewhereinthemagneticcircuit.Byvaryingtheexcitationtothiscoil,theshearingstrengthofthemagneticfluidmixturemaybeaccuratelycontrolled.ThusanyconditionfromafullsliptoafrozenlockupmaybeobtainedIntroducitonofMachiningHaveashapeasaprocessingmethod,allmachiningprocessfortheproductionofthemostcommonlyusedandmostimportantmethod.Machiningprocessisaprocessgeneratedshape,inthisprocess,Driversdeviceontheworkpiecematerialtobeintheformofchipremoval.Althoughinsomeoccasions,theworkpieceundernocircumstances,theuseofmobileequipmenttotheprocessing,However,themajorityofthemachiningisnotonlysupportingtheworkpiecealsosupportingtoolsandequipmenttocomplete.Machiningknowtheprocesshastwoaspects.Smallgroupoflow-costproduction.Forcasting,forgingandmachiningpressure,everyproductionofaspecificshapeoftheworkpiece,evenaspareparts,almosthavetospendthehighcostofprocessing.Weldingtorelyontheshapeofthestructure,toalargeextent,dependoneffectiveintheformofrawmaterials.In