毕业设计（论文）-小型电动绞肉机的设计（全套图纸）

沈阳化工大学科亚学院 本科毕业设计 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 题 目： 小型电动绞肉机的设计 专 业： 机械制造及其自动化 班 级： 1201 学生姓名： 指导教师： 论文提交日期： 2016 年 6 月 1 日 论文答辩日期： 2016 年 6 月 6 日 沈阳化工大学科亚学院 2012 届本科毕业生毕业论文（设计）开题任务 书 论文（设计）题论文（设计）题 目目 小型电动绞肉机的设计 姓名姓名专业班级专业班级机制 1201学学 号号3122020126 课题的目的与要求：课题的目的与要求： 毕业论文是学生在校期间十分重要的综合性实践教学环节，是学生全面运 用所学基础理论、专业知识和技能，对实际问题进行研究或设计的综合性训练。 旨在检验学生独立工作能力、分析和解决问题的能力、创新能力和科学精神， 为学生毕业后走向工作岗位做好准备。 掌握典型机械系统一般步骤和方法，学会需求分析与方案调研、可行性分析、 方案设计等工程设计的步骤。具有机械设计，图纸绘制。说明书字迹工整，语 句通顺，表达准确，格式符合规定，字数约 1 多万，英文翻译要求内容准确， 语句通顺。 论文的主要内容（或设计的技术要求与数据）：论文的主要内容（或设计的技术要求与数据）： 结合设计任务书了解设计基本结构，掌握机械传动基本原理，设计总体方案， 并对总体方案进行分析比较和论证，最后确定总体设计方案。翻译外文，编写 设计说明书。 查阅参考文献、资料要求： 机械设计手册 机械设计及机械原理教材 振动干燥机结构设计 进度计划：进度计划： （2016.2.293.6）第 1 周：下达毕业设计任务书，毕业设计（论文）开始运 行 （2016.3.74.3）第 25 周：文献检索、收集资料，完成开题报告； （2016.4.44.10）第 6 周： 中期检查。学院自查，对达不到设计要求的及时 整改；毕业设计（论文）完成的进度与质量过程检查。 （2016.5.95.15）第 11 周： 毕业设计（论文）修改 （2016.5.165.22）第 12 周：后期检查。论文修改定稿，毕业论文答辩资格 审查。 （2016.6.1 之前）第 1213 周：论文评阅。 （2016.6.66.8）第 13 周：毕业论文答辩。 论文 (设计)工作起止日期： 2016.2.292016.5.30 任务下达人（签字）：任务下达人（签字）： 年 月 日 任务接受人（签字）：任务接受人（签字）： 年 月 日 年 月 日 摘要摘要 本文章论述肉类加工机械绞肉机工作原理和它的主要技术参 数、生产能力及分析典型零件的结构设计。 此绞肉机采用全封闭式的联轴器转动，具有很高的防护等级，运 转平稳，结构紧凑，工作较可靠。该设备制造简单，线条流畅，没有 可隐藏污渍的缝隙及伤害操作者的毛坯边，便于清洗，此绞肉机适合 任何酒店、宾馆、餐厅、食堂绞肉 馅之用。 此绞肉机主要是靠绞筒将托盘中的肉类推挤到推料螺杆的挤肉样 板处，充分利用转动的切刀刃和挤肉样板上的排列有序的孔眼形成剪 切的作用最后将肉切碎，并且在绞筒的作用下，将粗细均匀的肉粒不 断排出挤肉样板外。这样，绞肉机料斗中的肉不断通过托盘进入绞筒， 而肉馅不断被排出机外。由于绞肉机在日 常生活中使用范围很广泛，能将大块的原料肉按要求绞成颗粒或肉泥 状，这样更有利于和其它辅助调料混合，大大的满足了不同肉类加工 的需要。 关键词关键词： 绞肉机； 挤肉样板； 绞刀 Abstract This article describes the working principle of the meat processing machine, meat grinder, and its main technical parameters, production ability and the analysis of the structure design of typical parts. This meat grinder coupling the enbvironment of rotation, has the very high protection grade, smooth operation, compact structure, work is reliable. The equipment manufacture is simple, smooth lines, no hidden besmirch the blank edge cracks and damage to the operator, easy cleaning, this meat grinder for any hotels, hotels, restaurants, canteens ground meat Filling. This meat grinder is mainly depends on the drum from the tray meat meat pushed to pushing the screw extrusion model, make full use of rotating blade and model on the crowded meat orderly hole forming shear action finally cut up meat, and under the action of drum, the even thickness of grains constantly discharge outside the meat sample. In this case, the meat of meat grinder hopper continuously through the tray into the drum, and the meat has been closed. Because of the meat grinder in the day Life often use range is very wide, large pieces of raw meat can be ground into particles or paste shape according to the requirement, and thus more conducive to and other auxiliary seasoning mix, greatly satisfy the needs of different meat processing. Key words: meat grinder; Squeeze the meat sample; reamer 目 录 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2 2.1.1 送料机构.2 2.1.2 切割机构.2 2.1.3 驱动机构.3 2.2 绞肉机的工作原理3 第三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.5 3.1.2 螺旋直径.5 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 第四章传动系统的设计.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 d P 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（mm）.8 1 d d 4.2.5 大带轮基准直径（mm）.9 2 d d 4.2.6 带速验算9 4.2.7 初定轴间距（mm）9 0 a 4.2.8 所需带的基准长度（mm）.9 0 d L 4.2.9 实际轴间距 .9a 4.2.10 小带轮包角9 1 4.2.11 单根 V 带的基本额定功率.10 1 p 4.2.12 时单根 V 带型额定功率增量101i 1 P 4.2.13 V 带的根数 Z10 4.2.14 单根 V 带的预紧力10 0 F 4.2.15 作用在轴上的力.10 F 4.2.16 带轮的结构和尺寸.11 4.3 齿轮传动设计11 4.3.1 选择材料，确定和及精度等级。.11 limH limF 4.3.2 按接触强度进行初步设计.12 4.3.3 校核齿面接触强度（按 B1 表 8310 校核）.14 4.3.4 校核齿根的强度（按 B1 表 8330 校核）15 4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮）17 4.4 轴的设计.18 4.4.1 按扭转强度的计算18 第五章绞刀设计.20 5.1 绞刀的设计.20 5.1.1 刀刃的起讫位置21 5.1.2 刀刃的前角.22 5.1.3 刀刃的后角24 5.1.4 刀刃的刃倾角24 5.1.5 刀刃上任一点位量上绞肉速度26 5.1.6 刀片的结构27 第六章生产能力分析.29 6.1 绞刀的切割能力.29 6.2 绞肉机的生产能力 G29 6.3 功率消耗 N.29 参考文献.32 致谢.33 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章绪论 1 第一章绪论 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。我们所吃的食品已朝着营养、方便、绿色、无添加剂的功能方向发展，并 且已经成为本世纪的主流食品。食品工业也成为长期国民经济的龙头产业，并且 食品机械工业作为装备食品工业的基础发展速度非常之快。 在我国食品工业现代化的水平，有挺大成度上依赖于现代化水展及食品机械 的发展，如果脱离设备和现代仪器，那么当代食品工业将被荒废。食品工业的发 展是工艺和设备共同发展的结果，最终目的是工艺和设备达到无缝对接，可以以 更新和研究新设备来驱使工艺的发展以，以技术的发展来促进设备的完善和发展。 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。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章结构及工作原理 2 第二章结构及工作原理 2.12.1 绞肉机的结构绞肉机的结构 绞肉机主要由送料机构、切割机构和驱动机构等组成，如图 1 所示。 图 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 2.1.12.1.1 送料机构送料机构 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。 2.1.22.1.2 切割机构切割机构 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。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章结构及工作原理 3 2.1.32.1.3 驱动机构驱动机构 包括电机 10、皮带轮 9、12、减速器 8、机架 I 等 2.22.2 绞肉机的工作原理绞肉机的工作原理 当工作开始时，先打开开关后放入原料，由于原料本身的重力和螺旋供料器 的转速，把原料连续地送往绞刀口进行切碎加工。因为螺旋供料器的螺距后面应 该比前面小，但螺旋轴的直径前面比后面小，这样就会对物料产生了一定量的挤 压力，这个力会迫使已切碎的肉从格板上的孔眼中排出。 在用于午餐肉罐头的生产时，瘦肉需要细绞而肥肉需要粗绞，为了达到粗绞 与细绞的需要使用调换格板的方式。格板有多种不同规格的孔眼，通常粗绞使用 直径为 810 毫米的孔眼，而细绞则使用直径 35 毫米的孔眼。在没有极其特 殊的情况下细绞与粗绞所用的格版，都用厚度为 1012 毫米普通钢板。由于在 粗绞的过程中要求不是那么细致，所以粗绞孔径较大，往出排料比较容易，那么 螺旋供料器的转速比细绞时螺旋供料器快，但也应该在最大值内操纵不超过 400 转/分。在正常情况下在 200400 转/分。因为格板上的孔眼总面积是固定的， 也就是一定时间内排料量是一定的，但是当供料螺旋转速超过规定转速外，那么 原料就会在切刀及其附近堵塞，其结果会导致发动机的负荷大大增加，这时应尽 快切掉电源。 绞刀刃口的安装必须是顺着切刀转学安装的。绞肉机上所用的刀一般是用工 具钢制造，其要求是刀口必须锋利，在使用一段时间后，如果感觉刀口变钝，我 们应该采取打磨或及时更换新的刀片，以保证正常的工作效率，甚至会出现有些 不是正常切碎后排出，可能导致由于大力挤压、成浆状排出，会使产品的质量受 到影响，据有关资料记载，午餐肉罐头的营养组织和口感造成严重的破坏，往往 都更这种错误有关。 在更换新的铰刀或进行打磨的铰刀，安装时一定要把固定铰刀的螺丝拧紧， 这样才能保证格板在工作时不发生抖动，否则就会因绞刀转动和格板移动之间产 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章结构及工作原理 4 生相对运动，同时也会引起对物料磨浆的作用。但必须做到绞刀与格板紧密贴和， 其导致的结果是工作效率变慢。 当打开开关，螺旋供料器在机壁里旋转时，要防止螺旋外表与机壁相碰，只 要有一点相碰，机器会出现损坏，不能正常工作。但是它们之间的间隙又不能过 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。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章螺旋供料器的设计 5 第三章螺旋供料器的设计 3.13.1 绞笼的设计绞笼的设计 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 2 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 2020 24 30 40 80 70 80 554080105130 1.6 577.29 节节t节130 2.5 105 图 2 绞笼 3.1.13.1.1 绞笼的材料绞笼的材料 绞笼的材料选为 HT200 3.1.23.1.2 螺旋直径螺旋直径 0.136 m 取 D160mm (3-1)5 . 2 C G KD G生产能力,由原始条件得 G1t/h K物料综合特性系数,查表 1-16 得 K0.071 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章螺旋供料器的设计 6 -物料得填充系数查 B4 表 116 得0.15 物料的堆积密度 t/m 猪肉的为 1.5t/m 33 C与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B4 表 115 得 C1 3.1.33.1.3 螺旋供料器的转速螺旋供料器的转速 由原始数据 n326r/min 3.1.43.1.4 螺旋节距螺旋节距 实体面型螺旋的节距 tD 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，如图 3 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 绞筒 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 7 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。 1 4 . 4 326 1440 iii 总 由传动比标准系列查 B2 表 21 初步取1.76 2.5 0 i 1 i 根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如下： 4.14.1 电机的选择电机的选择 N=4(KW) (4-1) WG 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 d3mm， 取 w0.0030kw.h/kg。（查 B5p） 75 传动效率，取 0.75 所以根据 N4kw，n1500r/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。 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 8 图 4 Y112M-4 电动机的外观图 4.24.2 带传动的设计带传动的设计 4.2.14.2.1 设计功率设计功率 d P (4-2)kwPKP Ad 8 . 442 . 1 工况系数，查 B1 表 8122 ，取1.2 A K A K P传递的功率 4.2.24.2.2 选定带型选定带型 根据和查 B1 图 812 选取普通 V 带 A 型，小带轮转速，为 d p 1 n 1 n 1440r/min 4.2.34.2.3 传动比传动比 1.76 (4-3) 0 i 2 n i n1 min/818018 76 . 1 1440 r 4.2.44.2.4 小带轮基准直径小带轮基准直径（mmmm） 1 d d 由 B1 表 8112 和表 8114 选定 100mm75r/min 1 d d min d d 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 9 4.2.54.2.5 大带轮基准直径大带轮基准直径（mmmm） 2 d d (4-4)cmdid dd 17610076 . 1 12 由 B3 表 87 得=180mm 2 d d 4.2.64.2.6 带速验算带速验算 smvsm nd v d /3025/54 . 7 100060 1440100 100060 max 1 1 4.2.74.2.7 初定轴间距初定轴间距（mmmm） 0 a (4-5)mmdda dd 280)(2 21 0 4.2.84.2.8 所需带的基准长度所需带的基准长度（mmmm） 0 d L (4-6) 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900mm，即带型为 A900 d L 4.2.94.2.9 实际轴间距实际轴间距 a (4-7)mm LL aa dd 287 2 886900 280 2 0 0 4.2.104.2.10 小带轮包角小带轮包角 1 (4-8) 3 . 57180 12 1 a dd dd 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 10 = 3 . 57 287 80 180 = 164 4.2.114.2.11 单根单根 V V 带的基本额定功率带的基本额定功率 1 p 根据带型号、和普通 V 带查 B1 表 8127（c） 取 1.32kw 1 d d 1 n 4.2.124.2.12 时单根时单根 V V 带型额定功率增量带型额定功率增量1i 1 P 根据带型号、和 查 B1 表 8127（c） 取 0.15kw 1 ni 4.2.134.2.13 V V 带的根数带的根数 Z Z Z = (4-9)49 . 3 87 . 0 96 . 0 )15 . 0 32. 1 ( 8 . 4 )( 11 La d kkpp P 小带轮包角修正系数查 B1 表 8123,取 0.96 a k 带长修正系数查 B1 表 818，取 0.87 L k 4.2.144.2.14 单根单根 V V 带的预紧力带的预紧力 0 F (4-10) 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv Zv P k F d a = 2 54 . 7 1 . 0 54 . 7 4 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 4.2.154.2.15 作用在轴上的力作用在轴上的力 F (4-11)(106182sin41342 2 sin2 1 0 NZFF (4-12)(159282sin41343 2 sin3 1 0max NZFF 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 11 考虑新带初预紧力为正常预紧力的 1.5 倍 max F 4.2.164.2.16 带轮的结构和尺寸带轮的结构和尺寸 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。mRa2 . 3 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 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 245 3.2 40 R5 图 5 小带轮 图 6 大带轮 4.34.3 齿轮传动设计齿轮传动设计 4.3.14.3.1 选择材料，确定选择材料，确定和和及精度等级。及精度等级。 limH limF 参考 B1 表 8324 和表 8325 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 4550HRc；精度等级为 6 级。 r C 按硬度下限值，由 BI 图 838（d）中的 MQ 级质量指标查得 ；由 B1 图 839（d）中的 MQ 级质量指标查得MPa HH 1120 2lim1lim 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 12 ；。MPa FEFE 700 21 MPa FF 350 2lim1lim 4.3.24.3.2 按接触强度进行初步设计按接触强度进行初步设计 4.3.2.14.3.2.1 确定中心距确定中心距 a a（按（按 B1B1 表表 8 83 32727 公式进行设计）公式进行设计） (4-13)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） 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0.4（参考 B1 表 834 推荐值） a 齿数比 u=i=2.5 许用接触应力（参考 B1 表 8327MPa HH 100811209 . 09 . 0 lim 推荐值） 则取 a80mm, 9 . 69 10085 . 24 . 0 7 . 466 . 1 ) 15 . 2(476 3 2 mma 4.3.2.24.3.2.2 确定模数确定模数 m m ( (参考参考 B1B1 表表 8 83 34 4 推荐表推荐表) ) m=(0.0070.02)a=0.561.6, 取 m=1.5mm 4.3.2.34.3.2.3 确定齿数确定齿数 z z ,z,z 12 初取螺旋角13 z =29.4 取 z =30 (4-14) 1 ) 1( cos2 m a ) 15 . 2(5 . 1 13cos802 1 z =z =2.5 30=75 取 z =75 21 2 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 13 重新确定螺旋角 (4-15) 142.10 802 )7530(5 . 1 arccos 2 )( arccos 21 a zzmn 4.3.2.44.3.2.4 计算主要的几何尺寸（按计算主要的几何尺寸（按 B1B1 表表 8 83 35 5 进行计算）进行计算） 分度圆的直径 d =m z /cos=1.5 30/cos=45.7mm 11 d =m z /cos=1.5*75/cos=114.3mm 22 齿顶圆直径 d= d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm 1a1a d= d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm 2a2a 端面压力角 (查 B1 表 0 292.20 142.10cos 20 cos tg arctg tga arctg n t 834) 基圆直径 d= dcos= cos20.292 =40.2mm 1b1t 0 d= d cos=348 cos20.292 =107.2mm 2b2t 0 齿顶圆压力角 =arccos=34.365 1at 1 1 a b d d 0 = arccos=23.951 2at 2 2 a b d d 0 端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg) a 2 1 1 1at 2 2at =1.9 齿宽 b=.a0.4*8032 取 b 32mm；b 40mm a 21 齿宽系数 =0.7 d 1 d b 7 . 45 32 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 14 纵向重合度 =1.2 5 . 1 142.10sin32sin n m b 当量齿数 31.45 3 11 cos/zzv 78.628 3 22 cos/zzv 4.3.34.3.3 校核齿面接触强度（按校核齿面接触强度（按 B1B1 表表 8 83 31010 校核）校核） 强度条件： H H 计算应力：=ZZ Z Z Z (4-16) 1H HBE 1 1 bd F KKKk t HHVA = (4-17) 2H 1H B D Z Z 式中：名义切向力 F =2044N t 1 1 2000 d T 7 . 45 7 .462000 使用系数 K =1（由 B1 表 8331 查取） A 动载系数 =（） (4- V K VA A 200 B 18) 式中 V= s m nd 95 . 1 100060 818 7 . 45 100060 11 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2 V K 齿向载荷分布系数 K=1.35（由 B1 表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检 H 修调整，6 级精度 K非对称支称公式计算） H 34. 1 齿间载荷分配系数 （由 B1 表 8333 查取）0 . 1 H K 节点区域系数 = 1.5（由 B1 图 8311 查取） H Z 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 15 重合度的系数 （由 B1 图 8312 查取）77. 0 Z 螺旋角系数 （由 B1 图 8313 查取）80 . 0 Z 弹性系数 （由 B1 表 8334 查取）MPaZE 8 . 189 单对齿齿合系数 Z =1 B = 1H 2H 32 7 . 45 2044 5 . 2 15 . 2 0 . 135 . 1 05 . 1 80 . 0 77 . 0 8 . 1895 . 11 245.5MPa 许用应力：= (4- H XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 19) 式中：极限应力=1120MPa limH 最小安全系数=1.1（由 B1 表 8335 查取） limH S 寿命系数=0.92（由 B1 图 8317 查取） NT Z 润滑剂系数=1.05（由 B1 图 8319 查取，按油粘度等于 350） L Z s m 速度系数=0.96（按由 B1 图 8320 查取） V Z,95 . 1 s m 粗糙度系数=0.9（由 B1 图 8321 查取） R Z 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度 45HRC，由 B1 图 8322 查取） W Z 尺寸系数=1（由 B1 图 8323 查取） X Z 则： =826MPa H 03 . 1 85 . 0 96 . 0 05 . 1 92 . 0 1 . 1 1120 满足 H H 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 16 4.3.44.3.4 校核齿根的强度（按校核齿根的强度（按 B1B1 表表 8 83 33030 校核）校核） 强度条件： 1F 1F 许用应力： =； (4-20) 1F FFVASaFa n t KKKKYYYY bm F (4-21) 11 22 12 SF SF FF YY YY 式中：齿形系数=2.61， =2.2（由 B1 图 8315（a）查取） 1F Y 2F Y 应力修正系数，（由 B1 图 8316（a）查取）6 . 1 1 Sa Y77 . 1 2 Sa Y 重合度系数 =1.9 Y 螺旋角系数=1.0（由 B1 图 8314 查取） Y 齿向载荷分布系数=1.3（其中 N=0.94，按 B1 表 8330 计算） F K N H K 齿间载荷分配系数=1.0（由 B1 表 8333 查取） F K 则 =94.8MPa 1F =88.3MPa 2F 1F 6 . 161 . 2 2 . 277. 1 许用应力：= （按值较小齿轮校核） F XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim limF 式中：极限应力=350MPa limF 安全系数=1.25（按 B1 表 8335 查取） limF S 应力修正系数=2（按 B1 表 8330 查取） ST Y 寿命系数=0.9（按 B1 图 8318 查取） ST Y 齿根圆角敏感系数=0.97（按 B1 图 8325 查取） relT Y 齿根表面状况系数=1（按 B1 图 8326 查取） lT YRe 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 17 尺寸系数=1（按 B1 图 8324 查取） X Y 则 = F MPa48997 . 0 9 . 02 25 . 1 350 满足， 验算结果安全 2F 1F F 4.3.54.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮）齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮） 4.3.5.14.3.5.1 确定齿厚偏差代号确定齿厚偏差代号 确定齿厚偏差代号为：6KL GB1009588（参考 B1 表 8354 查取） 4.3.5.24.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考 B1B1 表表 8 83 35858 查查 取）取） 第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按 1 i F 1 i F fP FF B1 表 8369 计算，由 B1 表 8360，表 8359 查取)； 第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（） 1 i f 1 i f tpt ff =0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按 B1 表 8369 计算，由 B1 表 8359 查取）； 第公差组检验齿向公差=0.012（由 B1 表 8361 查取）。 F 4.3.5.34.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值（参考确定齿轮副的检验项目与公差值（参考 B1B1 表表 8 83 35858 选择）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 83 w E 53 的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-12 0.009=-0.108mm，齿厚下偏差 ss E pt f =-16=-16 0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-0.72 si E pt f WS E ss E sin=-0.108 cos-0.72 =-0.110mm,下偏差 T F 0 20 0 20sin36 . 0 a =cos+0.72sin=-0.144 cos+0.72 0.036 sin=-0.126mm；按表 wi E si E T F 0 20 0 20 8319 及其表注说明求得公法线长度=87.652， 跨齿数 K=10，则公法线 kn W 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 18 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，根据中心距 a=80mm，由表查得 8 f 365 查得=；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小 f023. 0 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 8358 的表注 3，由 B1 表 83 ic F 69，B1 表 8359 及 B1 表 8360 计算与查取）；检验齿切向综合公差 =0.0228mm ic f （根据 B1 表 8358 的表注 3，由 B1 表 8369，B1 表 8359 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 x f y f 363 查取）。 4.3.5.44.3.5.4 确定齿坯的精度要求按确定齿坯的精度要求按 B1B1 表表 8 83 36666 和和 8 83 36767 查取查取 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） 0.014 A 1.6 1.6 0.8 0.8 1.6 ? 94.75 ? 52.8 88 128 2*45 ? 470 0 -0,1 ? 458 图 7 大齿轮简图 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 19 4.44.4 轴的设计轴的设计 4.4.14.4.1 按扭转强度的计算按扭转强度的计算 用实心轴 (4-22) 3 3 5 n P A T d 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 轴材料的许用切应力，Mpa30 A系数，见1表 418，这里取 120 根据上面公式计算，齿轮轴的最小直径 d20mm；大齿轮轴的最小直径 d20mm 依据结构，设计如图 223 22 ? 16 ? 20 +0,079 -0,02 ? 23 ? 25 +0,079 -0,02 ? 31 ? 45,7 ? 31 ? 25 +0,079 -0,02 40152040 20 26 45 图 8 齿轮轴 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章传动系统的设计 20 ? 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 9 低速轴 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 致谢 21 第五章绞刀设计 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。 5.15.1 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。 十字刀片如图 10 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 10 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布 其值为： （） (5-1) 30000 n vpRr 式中：刀片刃部任一点的线速度 ms； p v 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 致谢 22 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 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)AA 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。 5.1.15.1.1 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： (5-2) 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 （Js） 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（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 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 点半径和终点半径 R。 根据式1得： 3 (5-3) n 30000 我们已知十字刀片得转速n326r/min 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 致谢 23 当时， min 30m/min=0.5m/s r mm65.145 . 0 326 30000 / 当时， min R smm R /5 . 1min/90 RmmR94.435 . 1 326 30000 / 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11所示。 图11 与网眼板相接触的刀刃的受力分析 根据图11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 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 致谢 24 肉与前刀面的摩擦力