绞肉机设计说明书

目 录

目录…………………………………………………………………………………… 1 摘要…………………………………………………………………………………… 4

第一章 绪论……………………………………………………………………………5

第二章 工作原理及结构………………………………………………………………6

2.1 绞肉机的结构……………………………………………………………… 6

2.1.1 送料机构……………………………………………………………… 6

2.1.2 切割机构……………………………………………………………… 6

2.1.3 驱动机构……………………………………………………………… 6

2.2 绞肉机的工作原理……………………………………………………… 6

第三章 螺旋供料器的设计………………………………………………………… 8

3.1 绞笼的设计………………………………………………………………… 8

3.1.1 绞笼的材料…………………………………………………………… 8

3.1.2 螺旋直径……………………………………………………………… 8

3.1.3 螺旋供料器的转速…………………………………………………… 8

3.1.4 螺旋节距……………………………………………………………… 9

第四章 传动系统的设计…………………………………………………………… 10

4.1 电机的选择…………………………………………………………………10

4.2 带传动的设计………………………………………………………………11

4.2.1 设计功率………………………………………………………………11

4.2.2 选定带型…………………………………………………………… 11

4.2.3 传动比……………………………………………………………… 11

4.2.4 小带轮基准直径…………………………………………………… 11

4.2.5 大带轮基准直径…………………………………………………… 11

4.2.6 带速验算…………………………………………………………… 11

4.2.7 初定轴间距………………………………………………………… 11

4.2.8 所需带的基准长度………………………………………………… 11

4.2.9 实际轴间距………………………………………………………… 12

4.2.10 小带轮包角…………………………………………………………12

4.2.11 单根V带的基本额定功率………………………………………… 12

4.2.12 i≠1时单根V带型额定功率增量…………………………………12

4.2.13 V带的根数…………………………………………………………12

4.2.14 单根V带的预紧力…………………………………………………12

4.2.15 作用在轴上的力…………………………………………………… 13

4.2.16 带轮的结构和尺寸………………………………………………… 13

4.3 齿轮传动设计………………………………………………………………13

4.3.1 选择材料，确定σHlim和σFlim及精度等级……………………………13

4.3.2 按接触强度进行初步设计………………………………………………14

4.3.2.1 确定中心距………………………………………………………14

4.3.2.2 确定模数……………………………………………………… 14

4.3.2.3 确定齿数…………………………………………………………14

4.3.2.4 计算主要的几何尺寸……………………………………………14

4.3.3 校核齿面接触强度……………………………………………………15

4.3.4 校核齿根的强度……………………………………………………17

4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算………………………………18

4.3.5.1 确定齿厚偏差代号……………………………………………18

4.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值………………18

4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值……………………………18

4.3.5.4 确定齿坯的精度…………………………………………… 19

4.4 轴的设计 ………………………………………………………………… 20

4.4.1 选择轴的材料，确定许用应力…………………………………………20

4.4.2 按扭转强度估算轴径…………………………………………………20

4.4.3 设计轴的结构并绘制结构草图………………………………………20

4.4.4 按弯扭合成强度校核轴径……………………………………………21

4.4.5 作转矩图………………………………………………………………23

4.4.6 求当量弯矩……………………………………………………………23

4.4.7 确定危险截面及校核强度……………………………………………23

4.5 联轴器的选用………………………………………………………………23

4.5.1 类型的选择……………………………………………………………23

第五章 绞刀的设计………………………………………………………………… 25

5.1 绞刀的设计…………………………………………………………………25

5.1.1 刀刃的起讫位置………………………………………………………26

5.1.2 刀刃的前角……………………………………………………………27

5.1.3 刀刃的后角……………………………………………………………28

5.1.4 刀刃的刃倾角 ………………………………………………………29

5.1.5 刀刃上任一点位量上绞肉速度………………………………………30

5.1.6 绞刀片的结构…………………………………………………………31

第六章 生产能力分析……………………………………………………………… 33

6.1 绞刀的切割能力……………………………………………………………33

6.2 绞肉机的生产能力……………………………………………………… 33

6.3 功率消耗……………………………………………………………………33 设计总结………………………………………………………………………………35 致谢………………………………………………………………………………… 36参考文献………………………………………………………………………………37

【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。

此绞风机采用全封闭式齿轮转动，结构紧凑，运转平稳，工作可靠。该设备制造简单，线条流畅，没有可藏污的缝隙及伤害操作者的锐边，易于清洁，此绞肉机适合任何宾馆、酒楼、餐厅、食堂绞制肉靡之用。

此绞肉机工作主要靠旋转的绞筒将料斗中的原料肉推挤到绞笼的挤肉样板处，利用转动的切刀刃和挤肉样板上的孔眼形成的剪切作用将肉切碎，并在绞筒的作用下，将肉粒不断排出挤肉样板处。这样，绞肉机料斗中的肉不断通过料斗进入绞筒，而肉靡断被排出机外。该绞肉机使用范围广泛，能将块状原料肉按工艺要求切成颗粒或肉泥，便于和其它辅料混合，满足不同肉制品需要。

【关键词】绞肉机，挤肉样板，绞刀，绞笼，绞筒

【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.

This skein fan enbvironment gears, compact structure, smooth operation, reliable work. This equipment manufacture simple, line is fluent, no can hide stains aperture and damage to the sharp edge operator, easy to clean, the stage for any hotels, restaurants, cafes, canteen skein of meat Merle purposes.

This stage work mainly by rotating cylinder of ground into hopper of raw meat pushed to squeeze meat stranding cage, using rotating template place cut the blade and the model of pore is crowded meat formed shearing action will chop the meat, and in twisted canister, under the action of meat grain constantly eduction crowded meat template place. So, the meat stage hopper unceasingly through hopper into heave tube, and broken meat Merle is expelled cake layer. This stage wide usage, can have a lump of raw meat the technique requirements and cut into particle or paste, facilitate and other accessories mixed, meet different meat needs.

【Key words】 Stage, crowded meat model, reamer, stranding cage, wring cone

第一章 前言

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平，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机械.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生产的，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。

第二章 工作原理及结构

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。其作用是对进入挤肉样板孔中的物料进行切割.挤肉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挤肉样板上的孔眼中排出。

用于午餐肉罐头生产时，肥肉需要粗绞而瘦肉需要细绞，以调换挤肉样板的方式来达到粗绞与细绞之需。挤肉样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。因为挤肉样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，使物料在绞刀附近堵塞，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，才能保证挤肉样板不动，否则因挤肉样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。绞刀必须与挤肉样板紧密贴和，不然会影响切割效率。

螺旋供料器在绞筒里旋转，要防止螺旋外表与绞筒内壁相碰，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，而由绞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。

第三章 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=K2.GϕρC＝0.136 m 取D＝160mm

G－生产能力,由原始条件得G＝1T/H

K－物料综合特性系数,得K＝0.071

ϕ-物料得填充系数，得ϕ＝0.15

ρ－物料的堆积密度t/m3猪肉的为1.5t/m3

C－与螺旋供料器倾角有关的系数，得C＝1

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

第四章 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机械设计基础课程设计指导书表2－2（P6）

初

步取

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。

η－传动效率，取0.75

所以根据N＝4kw，n＝1500r/min，查机械设计基础课程设计指导书表8-1（P119）选用Y112M-4，再查机械设计基础课程设计指导书表8-5（P123）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Pd

KA－工况系数，查机械设计基础表6-5（P87），取KA＝1.2 P－传递的功率 4.2.2 选定带型

根据pd和n1查机械设计基础图6-8（P87），选取普通V带A型，n1－小带轮转速，为1440r/min 4.2.3 传动比

4.2.4 小带轮基准直径dd（mm）

1

由机械设计基础表6-3（P85） dd＝100mm>dd

1

min

＝75r/min

2

4.2.5 大带轮基准直径dd（mm）

由机械设计基础表6-6（P88）得dd=180mm

2

4.2.6 带速验算

4.2.7 初定轴间距a0（mm）

4.2.8 所需带的基准长度Ld（mm）

依机械设计基础表6-6

（P88）取

Ld＝900mm，即带型为A－900 4.2.9 实际轴间距 a

4.2.10 小带轮包角α1

4.2.11 单根V带的基本额定功率p1

dd和n1普通V带查机械设计基础表6-3 根据带型号、（P86），取1.32kw

1

4.2.12 i≠1时单根V带型额定功率增量∆P1

根据带型号、n1和i查机械设计基础表6-3（P86），取0.15kw 4.2.13 V带的根数Z

ka－小带轮包角修正系数查机械设计基础表6-4（P86）,取0.96

kL－带长修正系数查机械设计基础表

6-2（P80），取0.87

4.2.14 单根V带的预紧力F0

m－V带每米长的质量（kg/m）查机械设计基础表6-1（P79），取0.1k/gm 4.2.15 作用在轴上的力F∂

Frmax－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Ra=3.2μm）以减轻带的磨损。 带轮的材料为HT200。查机械设计基础表6-1（P79），得基准宽度制V带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查机械设计基础表6-1（P79）确定轮辐。

小带轮dd=100mm，采用实心轮，大带轮dd=176mm，采用孔板轮，取轮

1

2

缘宽度B=63mm，轮毂长度L=40mm。大带轮拟采用P-IV型结构形式。取轴孔径d=33mm。按机械设计基础表6-1和图6-6中的公式确定结构尺寸。

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。

参考机械设计基础表8-12（P138）选择两齿轮材料为：大、小齿轮均

为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为45－50HRc；查机械设计基础表8-8（P132），得精度等级为6级。

按硬度下限值，由机械设计基础图8-40（P140）中的MQ级质量指标查得指标查得

4.3.2 按接触强度进行初步设计 4.3.2.1 确定中心距a

（按机械设计基础表8-4公式进行设计）

；由机械设计基础图8-42（P142）中的MQ级质量

。

式中：配对材料修正系数Cm＝1（由机械设计基础表8-4查取） 螺旋角系数Aa＝476（由机械设计基础表8-4查取） 载荷系数K＝1.6（参考机械设计基础表8-4推荐值） 小齿轮额定转矩

齿宽系数 a＝0.4（参考机械设计基础表8-15推荐值）

齿数比u=i=2.5 许用接触

应力

则

4.3.2.2 确定模数m (参考机械设计基础表8-12)

m=(0.007~0.02)a=0.56~1.6, 取m=1.5mm 4.3.2.3 确定齿数z1,z2

取a＝80mm

初取螺旋角β＝13 z1=

2acos m (1)

=

2 80 cos131.5 (2.5 1)

=29.4 取

z1=30

z2=μz1=2.5⨯30=75 取z2=75 重新确定螺旋角β β=arccos

mn(z1+z2)

2a

=arccos

1.5⨯(30+75)

2⨯80

=10.142

4.3.2.4 计算主要的几何尺寸 （机械设计基础表8-3）

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 da1= d1+2ha=45.7+2⨯1.5=48.7mm da2= d2+2ha=114.3+2⨯1.5=117.3mm 端面压力角 αt=arctg

tga

n

cosβ

=arctg

tg20

cos10.142

=20.292

基圆直径 db1= d1cosαt=⨯cos20.2920=40.2mm db2= d2cosαt=348⨯cos20.2920=107.2mm 齿顶圆压力角 α

at1=arccos

db1d=34.3650

α端面重合度 εa=

= arccosat2

12π

db2da2

=23.9510 -tgα）+ z2(tgα

at2

[ z1（tgα

at1

-tgα)]

=1.9

齿宽 b=φa.a＝0.4*80＝32 取b2＝32mm；b1＝40mm 齿宽系数 Φd=纵向重合度 εβ

b

d145.7bsinβ32⨯sin10.142==

πmnπ⨯1.5

=

32

=0.7

=1.2

当量齿数 zv1=z1/cos3β＝31.45 zv2=z2/cos3β＝78.628 4.3.3 校核齿面接触强度 （机械设计基础图8-40）

强度条件：σ

H

≤[σ

H

]

kAKVKHβKHα

Ftμ+1d1b

计算应力：

σ

H

=ZHZBZEZεZβ

ZD

ZB

2000⨯46.7

45.7

μ

σH2=σH1

式中：名义切向力Ft=

使用系数 KA=1 动载系数 K=（

V

=2044N

2000⨯T1

d1

=

A

）-B

=1.95m

s

式中 V=

πd1n1

60⨯1000

=

A+200Vπ⨯45.7⨯818

60⨯1000

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

V

齿向载荷分布系数 KHβ=1.35（由机械设计基础表8-15，按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度KHβ≤1.34非对称支称公式计算）

齿间载荷分配系数 KHα=1.0（由机械设计基础表8-3查取） 节点区域系数 ZH=1.（由机械设计基础表8-3查取）

重合度的系数 Zε=0.77 （由机械设计基础表8-3查取） 螺旋角系数 Zβ=0.80 （由机械设计基础表8-3查取） 弹性系数 ZE=189.8MPa（由机械设计基础表8-13查取） 单对齿齿合系数 ZB=1

σ

H1

= σH2

＝1⨯1.5⨯189.8⨯0.77⨯0.80.05⨯1.35⨯1.0＝245.5MPa

2.5+12.5

204445.7⨯32

许用应力：[σH]=

σ

Hlim

SHlim

ZNTZLZVZRZWZX

式中：极限应力σHlim=1120MPa

最小安全系数SHlim=1.1（由机械设计基础表8-16查取） 寿命系数ZNT=0.92（由机械设计基础表8-18查取）

润滑剂系数ZL=1.05（由机械设计基础表8-20查取，按油粘度等于350m）

s

速度系数ZV=0.96（按ν=1.95ms,由机械设计基础表8-12查取） 粗糙度系数ZR=0.9（由机械设计基础表8-5查取） 齿面工作硬化系数ZW=1.03（按齿面硬度45HRC） 尺寸系数ZX=1 则： [σH]=

11201.1

⨯0.92⨯1.05⨯0.96⨯0.85⨯1.03

=826MPa

满足σH≤[σH] 4.3.4 校核齿根的强度

（按机械设计基础图8-40校核）

强度条件：σF1≤[σF1]

许用应力：σF1 =

σF2

Ft

bmn

YY

=σF1⨯Fα2Sα2

YFα1YSα1

YFaYSaYεYβKAKVKFβKFα；

式中：齿形系数YFα1=2.61， YFα2=2.2（由机械设计基础图8-43查取）

应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.77（由机械设计基础图8-40查取） 重合度系数 Yε=1.9

螺旋角系数Yβ=1.0（由机械设计基础表8-3查取）

齿向载荷分布系数KFβ=KHβ=1.3（其中N=0.94，按机械设计基础图8-38计算）

齿间载荷分配系数KFα=1.0 则 σF1=94.8MPa

σF2=σ

F1

N

⨯

1.77⨯2.22.61⨯1.6

=88.3MPa

YSTYNTYδrelTYRelTYX （按σ

Flim

许用应力：[σF]=

σ

Flim

SFlim

值较小齿轮校核）

式中：极限应力σFlim=350MPa

安全系数SFlim=1.25（按机械设计基础表8-16查取） 应力修正系数YST=2（按机械设计基础表8-16查取） 寿命系数YST=0.9（按机械设计基础表8-16查取）

齿根圆角敏感系数YδrelT=0.97（按机械设计基础表8-16查取） 齿根表面状况系数YRelT=1（按机械设计基础表8-16查取） 尺寸系数YX=1（按机械设计基础表8-16查取） 则 [σF]=

3501.25

⨯2⨯0.9⨯0.97=489MPa

满足，σF2〈σ

F1

〈[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（参考互换性与测量技术表9-16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 （参考互换性与测量技术表9-1查取）

第Ⅰ公差组检验切向综合公差Fi，

Fi=FP+Ff=0.063+0.009=0.072mm,(按互换性与测量技术表9-5查取)；

1

1

第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差fi，fi=0.6（fpt+ft）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按互换性与测量技术表9-8查取）；

第Ⅲ公差组检验齿向公差Fβ=0.012（由互换性与测量技术表9-12查取）。

4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值 （参考互换性与测量技术表9-15选择）

对齿轮，检验公法线平均长度偏差∆Ewm。按齿厚偏差的代号KL，根据互换性与测量技术表9-3的计算式求得齿厚的上偏差

Ess

11

=-12fpt=-12⨯0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=Ess*cosα-0.72FTsinα=-0.108⨯cos200-0.72

Esi=-16fpt=-16⨯0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差

Ewms

⨯0.36⨯sina20Ewmi

=-0.110mm,下偏差

=Esicosα+0.72FTsinα=-0.144⨯cos200+0.72⨯0.036⨯sin200=-0.126

K=10，则公法线长度偏差可表示为：87.652

mm；按互换性与测量技术表9-5及其表注说明求得公法线长度Wkn=87.652，跨

-0.110

-0.126

对齿轮传动，检验中心距极限偏差fα，根据中心距a=80mm，由互换性与测量技术表9-14查得fα=±0.023；检验接触斑点，由互换性与测量技术表9-13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Fic=0.05+0.072=0.125mm（根据互换性与测量技术表9-8计

图4-4 大齿轮简图

4.4 轴的设计

4.4.1 选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知绞肉机传递中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由机械设计基础表14-1查得强度极限σb= 650MPa，由机械设计基础表14-8得许用弯曲应力[σ-1b]=60 MPa。 4.4.2 按扭转强度估算轴径

根据机械设计基础表14-7得A=118～107。又由式（10.2）得

3

d≥A

Pn

3

=(107~118)

4140

mm=32.7～36.1mm

考虑到轴要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，取为33.86～37.91MM。由设计手册取标准直径d1=35mm。 4.4.3 设计轴的结构并绘制结构草图

(1）确定轴上零件的位置和固定方式 要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装拆顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键联接。轴承对称安装于齿轮的两

侧，其轴向用肩固定，周向采用过盈配合固定。

(2）确定各轴段的直径 ，轴段①（外伸端）直径最小，d1=27mm；考虑到要对安装在轴段①上的联器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d2为30mm；用相同的方法确定轴段③、④的直径d3=33mm、d4=30mm。

(3）确定各轴段的长度 齿轮轮毂宽度为63mm，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为B2=32mm,BI=63mm,B4=47,B2=40mm。 4.4.4 按弯扭合成强度校核轴径 (1）画出轴的受力图。 (2）作水平面内的弯矩图。 支点反力为

FHA=FHB=

Ft22=20592

1182

N=1030NⅠ-Ⅰ截面

处的弯矩为：

M

HI

=1030⨯N.mm=6077Nmm

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：

M

HI

=1030⨯29Nmm=29870Nmm

(3)作垂直面内的弯矩图。 (4)支点反力为

FVA=FVB

Fr2

2=Fr2

-

⎛763.8405.7⨯265⎫= -⎪N=-73.65N2l22⨯118⎝⎭

-FVA=(763.8-(-73.65))N=837.5N

Fa2⨯d

I-I

截面左侧弯矩为：

l2

=-73.65⨯

1182

Nmm=-4345Nmm

MVI左=FVA⨯

I-I截面左侧变矩为：

MVI右=FVB⨯

l2

=837.5⨯

1182

Nmm=49410Nmm

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：

MV =FVB⨯29=837.5⨯29Nmm=24287.5Nmm

(5）作合成弯矩图

M=

M

2H

+M

2

V

I-I 截面：

Ml左=Ml右=

MM

2

VI左

+M+M

2

HI

==

(-4345)2(49410)2

=(60770=(60770

)2Nmm)2Nmm

=60925Nmm =78320Nmm

2

VI左

2

HI

Ⅱ-Ⅱ 截面：

M

=M

2

V

+M

2

H

=

(24287

8280

.5)+(29870

2)2Nmm

=39776Nmm

4.4.5 作转矩图

T=9.55⨯10

6

Pn

=9.55⨯10⨯

6

Nmm=272900Nmm

4.4.6 求当量弯矩

因绞肉机单向运转 ，故可认为转矩为脉动循环变化，修正因数α为0.6。

I-I

截面

2I右

M

el

=M

+(αT)=

2

78320

2

+(0.6⨯272900)2Nmm

=181500Nmm

Ⅱ-Ⅱ截面：

M

e

=M

2

+(αT)=

2

39776

2

+(0.6⨯272900)2Nmm

=168502Nmm ‘

4.4.7 确定危险截面及校核强度

截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴径d3>d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。

Ⅰ-Ⅰ截面：

σe1=

MW

e1

=

1815000.1d3

3

=

1815000.1⨯45

3

MPa=19.9MPa

Ⅱ-Ⅱ截面：

σe11=

M

e11

W

=

1685020.1⨯d

32

=

1685020.1⨯40

3

MPa=26.3MPa

所以[ -1b]=60Mpa，满足 e≤[ -1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。

4.5 联轴器的选用

4.5.1 联轴器类型的选择

（1）绞肉机载荷平稳，轴短、刚性大，其传递的转矩也较大，所以选用凸缘联轴器。

（2）确定型号，名义转矩：

T=9.549×106×P/n

=9.549×106×4/1500 =25464N·mm

查凸缘联轴器国家标准，选CYD3型凸缘联轴器，其公称转矩为Tn=400×103N·mm>TC.

两轴直径均与标准相符。故主动端选Y型 轴孔，A型键槽。从动端选

J型轴孔，A型键槽。许用转速「n」=6800r/min>n.

（3)标记GYD3联轴器25×112/J42×62 GB5843-86

第五章 绞刀的设计

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。

绞刀用工具钢材料制造，淬火硬度为55 - 60HRC，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vρ。

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：

vp=

πn

30000

⨯ρ （r≤ρ≤R） （5-1）

式中：vp－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 （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（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=

30000

πn

⨯υ

（5-3）

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=

30000326π

⨯0.5=14.65mm

当ρmin时，ρ=R，

υR=90m/min=1.5m/s

R＝ρ/R=

30000326π

⨯1.5=43.94mm

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=Fnα+Ffα+Fτ+Fnγ+Ffγ

其值为：

因为刀刃与网眼板的摩擦力为：

Ffα=Fnα⨯μα

肉与前刀面的摩擦力为：

Ffα=Fnγ⨯μγ

整理得：

F=Fτ+Fnα(μα+μγ)+Fnγ(1+μγ

2

)cosγ

（5-4）

式中：F－铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N） Fτ—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（）

Fnα－网眼板作用于刀刃上的压力（N） Fnγ－肉被切割时作用于前刀面的压力（N） 由于 Fτ=τ⨯Aτ

式中：τ－肉的抗剪应力，与肉的质地有关

Aτ－肉被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关

所以Fτ与肉的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，Fτ可以看成为常量，故令Fτ=C1 。

由于Fnα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Fnα=C2。Fαγ是刀片切割肉时，肉对前刀面的压力与速度v有关，故令Fnγ=Fγ[v]。

简化式[4]得：

F=C1+C2(μα+μγ)+Fγ[v](1+μγ

2

)cosγ

（5-5）

从式[5]和式[2]可知，刀刃前角γ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：λ=25 -40 (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V B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N B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：α=3 -5 (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λ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rα的圆弧[图5－4]，由于刀刃有刃倾角λ，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r0e。

其关系为：

r0e=rncosλ

（5-6）

由此可见，增大刀倾角λ的绝对值，可减小刀刃的实际钝圆半径r0e，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λ0max就可确定了[参见图5-5]：

图5-5

λ0max=arcsinr/R

（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

λ0=arctg

r-b/(R-b) （5-8）

2

2

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）; λ0－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vρ，将可以分解为垂直于刃的法向速度分量vn和平行于刃的切向速度分量vr。[参见图5-7]

即：vρ=vn+vτ 其值为：

vρ=

πn

30000

⨯p(r≤p≤R)

vn=vcosγ

vr=vsinλ

图5－7 刀刃上任一点的速度示意图

又因为：sinλ=τ'/ρ

τ'=Rsinλ

整理得

vn=πnρ

2

30000

-Rsin

22

λ /30000

vτ=πnRsinλ /30000

（r≤p≤R）

式中：vn－刀刃上任一点位置的法向速度分度m／s； vτ－刀刃上任一点位置的切向速度分量m／s； ρ－刀刃上任一点至刀片旋转中心距离mm； λ －刀刃的初始刃倾角；

τ'－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：

1、 后角取4 ，刀片的寿命较长；

2、 前角取30 ，以减小绞肉所需的力及功率； 3、 增加刃倾角，以提高刀刃的锋利度；

4、 采用全圆弧形的前刀面结构，以改善刀刃的强度；

5、 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5－8 2刃、4刃、8刃绞刀

第六章 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：

D2

F=60n4

ϕZ(cm2

/h) 式中：F－绞刀切割能力（cm2/h）； n－绞刀转速（r/min）;326r/min D－挤肉样板外径（mm）；168mm

ϕ－孔眼总面积与样板面积之比，一般取0.3－0.4；取 Z－绞刀刃数；取 6.2 绞肉机的生产能力G

生产能力G（kg/h）： G=

FFA

1

0.4

式中：F1－被切割1kg物料的面积，其值与孔眼直径有关（cm2/h）； 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：

N=

G⨯W

η

(kw)

式中：W－切割1kg物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw.h/kg）； η－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。

表6-1 生产能力推荐表

设计总结

8月我开始了我的毕业设计，时至今日，设计基本完成。从最初的茫然，到慢慢的进入状态，再到对思路逐渐的清晰，整个设计过程难以用语言来表达。历经了几个月的奋战，紧张而又充实的毕业设计终于落下了帷幕。回想这段日子的经历和感受，我感慨万千，在这次毕业设计的过程中，我拥有了无数难忘的回忆和收获。

我在学校图书馆搜集资料，还在网上查找各类相关资料，将这些宝贵的资料全部记在U盘上，尽量使我的资料完整、精确、数量多，这有利于完成设计。然后我将收集到的资料仔细整理分类。资料查找完了，我开始着手设计。在设计过程中遇到困难我就及时和指导老师联系，并和同学互相交流，请教专业课老师。在大家的帮助下，困难一个一个解决掉，设计也慢慢成型。

当我终于完成了所有打字、绘图、排版、校对的任务后整个人都很累，但同时看着电脑荧屏上的毕业设计稿件我的心里是甜的，我觉得这一切都值了。这次毕业设计的设计过程是我的一次再学习，再提高的过程。在设计中我充分地运用了大学期间所学到的知识。

我不会忘记这难忘的几个月的时间。毕业设计的制作给了我难忘的回忆。在我徜徉书海查找资料的日子里，面对无数书本的罗列，最难忘的是每次找到资料时的激动和兴奋；亲手设计零件图的时间里，记忆最深的是每一步小小思路实现时那幸福的心情；为了论文我曾赶稿到深夜，但看着亲手打出的一字一句，心里满满的只有喜悦毫无疲惫。这段旅程看似荆棘密布，实则蕴藏着无尽的宝藏。我从资料的收集中，掌握了很多机械制造的知识，让我对我所学过的知识有所巩固和提高，并且让我对当今机械制造的最新发展技术有所了解。在整个过程中，我学到了新知识，增长了见识。在今后的日子里，我仍然要不断地充实自己，争取在所学领域有所作为。

脚踏实地，认真严谨，实事求是的学习态度，不怕困难、坚持不懈、吃

苦耐劳的精神是我在这次设计中最大的收益。我想这是一次意志的磨练，是对我实际能力的一次提升，也会对我未来的学习和工作有很大的帮助。 `

致 谢

将近三个月的毕业设计就这样伴随着我们的大学毕业而完成了，在这段值得珍藏的岁月里，我在指导老师高虹老师的带领下，从开始的不知所措，到一步步的进入设计状态：收集资料，查信息，图纸绘制，直至说明书的完成及后期检查。通过本次毕业设计，不仅使我系统的学习和应用了以前的知识，而且也锻炼了我独立动手和思考的能力。在此我要感谢我的指导老师，是你们的细心指导和关怀，使我能够顺利的完成毕业设计。在我的学业和设计的工作中无不倾注着老师们辛勤的汗水和心血。老师的严谨治学态度、渊博的知识、无私的奉献精神使我深受启迪。从尊敬的老师身上，我不仅学到了扎实、宽广的专业知识，也学到了做人的道理。在此我要向我的老师致以最衷心的感谢和深深的敬意。在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。

参考文献

[1] 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 [2] 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 [3] 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

[4] 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

[5] 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 [6] 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 [7] 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

[8] 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

A·[9] [苏]H·卡查科夫、Γ·马尔切诺夫著．食品机械制造工艺学．北京：φ·

机械工业出版社,1984

[10] 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 [11] 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

[12] 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