毕业设计（论文）-小型绞肉机的设计（全套图纸）.pdf

本科毕业设计（论文） 题题 目目:小型绞肉机的设计小型绞肉机的设计 _ 英文题目：英文题目：The machine of mini meatcosin 学学 院：院：_ 专专 业：业：_ 姓姓 名：名：_ 学学 号：号：_ 指导教师：指导教师：_ 2015 年年 11 月月 18 日日 毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明 该毕业设计（论文）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 文中除了特别加以标注和致谢的地方外， 不包含其他人或其他机构已经发表或撰写过 的研究成果。 其他同志对本研究的启发和所做的贡献均已在论文中作了明确的声明并 表示了谢意。 作者签名： 日期： 年 月 日 毕业设计（论文）使用授权声明毕业设计（论文）使用授权声明 本人完全了解青岛滨海学院有关保留、使用毕业设计（论文）的规定，即：学校 有权保留送交毕业设计（论文）的复印件，允许被查阅和借阅；学校可以公布全部或 部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存该毕业设计（论文） 。保密的毕 业设计（论文）在解密后遵守此规定。 作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 I 摘要 本文论述了肉类加工机械小型绞肉机的工作原理， 结构组成以及一些传动机构 的设计计算和生产能力分析。 课题设计的小型绞碎机为普通家用，不仅可以用来绞碎肉类，还可以用来碎花生、 碎冰、香料等食物，要求功率小，动力采用电机驱动，结构设计合理，能满足家庭厨 房一般肉类食品为主的绞碎所需。 本次小型绞肉机的设计，大大地提高了传统绞肉机的工作效率和质量，并且对后 续的小型绞肉机的开发和研制都有着一定的影响， 在某种程度上大大提升了该设备在 国内外的竞争力，体现了机械工业重要性这一核心价值。 关键词：绞肉机，结构设计，绞刀，价值 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II II 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 paper discusses the meat processing machinery - crusher working principle, main technical parameters, transmission system, the typical parts of the structure design and production capacity analysis. Small twisted paper broken machine for ordinary home, not only can be used for minced meat, can also be used with crushed peanuts, crushed ice, spices and other food, small power requirements, powered by the motor drive, reasonable structure design, can meet the family kitchen generally meat food consisting mainly of minced required. Key words: meat chopper;reame;processing;required. III 目目 录录 摘要.I Abstrac.II 1 绪论. 1 2 结构及工作原理. 2 2.1 绞肉机的结构. 3 2.1.1 送料机构. 5 2.1.2 切割机构. 6 2.1.3 驱动机构. 7 2.2 绞肉机的工作原理. 9 3 螺旋供料器的设计. 10 3.1 绞笼的设计. 11 3.1.1 绞笼的材料. 11 3.1.2 螺旋直径. 11 3.1.3 螺旋供料器的转速. 11 3.1.4 螺旋节距. 11 3.2 绞筒的设计. 12 4 传动系统的设计. 13 4.1 电机的选择. 13 4.2 带传动的设计. 14 4.2.1 设计功率. 14 4.2.2 选定带型. 14 4.2.3 传动比. 14 4.2.4 小带轮基准直径. 15 4.2.5 大带轮基准直径. 15 4.2.6 带速验算. 15 IV 4.2.7 初定轴间距. 15 4.2.8 所需带的基准长度. 16 4.2.9 实际轴间距. 17 4.2.10 小带轮包角.18 4.2.11 单根 V 带的基本额定功率. 19 4.2.12 1i 时单根 V 带型额定功率增量. 20 4.2.13 V 带的根数. 20 4.2.14 单根 V 带的预紧力. 20 4.2.15 作用在轴上的力. 20 4.2.16 带轮的结构和尺寸. 22 4.3 齿轮传动设计. 22 4.3.1 选择材料，确定 limH 和 limF 及精度等级. 22 4.3.2 按接触强度进行初步设计. 22 4.3.2.1 确定中心距. 23 4.3.2.2 确定模数. 23 4.3.2.3 确定齿数. 23 4.3.2.4 计算主要的几何尺寸. 23 4.3.3 校核齿面接触强度. 24 4.3.4 校核齿根的强度. 24 4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算. 25 4.3.5.1 确定齿厚偏差代号. 25 4.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值. 26 4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值. 26 4.3.5.4 确定齿坯的精度. 26 4.4 轴的设计. 26 4.4.1 按扭转强度计算. 26 5 绞刀的设计. 27 5.1 绞刀的设计. 27 V 5.1.1 刀刃的起讫位置. 29 5.1.2 刀刃的前角. 30 5.1.3 刀刃的后角. 30 5.1.4 刀刃的刃倾角. 31 5.1.5 刀刃上任一点位量上绞肉速度. 31 5.1.6 绞刀片的结构. 31 6 生产能力分析. 31 6.1 绞刀的切割能力. 31 6.2 绞肉机的生产能力. 32 6.3 功率消耗. 33 总结. 34 致谢. 35 参考文献. 36 1 1 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。 小型绞肉机是近几十年发展起来的一种肉类加工的自动化生产设备。 小型绞肉机 是食品加工机械的一个重要分支。 它的特点是可通过人工放肉进该小型绞肉机中可以 对肉类进行自动绞肉功能，其在构造和性能上兼有人和机器各自的优点，随着国民经 济的发展和机械工业的进步， 该种类型的小型绞肉机在国民经济各领域有着广阔的发 展前景。为了代替人类在某些苛刻的场合从事生产，或用于流水作业，以自动绞肉机 的往复的工作，节约人的体力。由于小型绞肉机在生活中的大量运用，使得人类的生 产率有了大幅的提高，同时也改善了我们的工作环境。让人类的生活变得越来越自动 化。在现代生产过程中，小型绞肉机被广泛的运用于自动生产线中，机械人的研制和 生产已成为高技术邻域内，迅速发展起来的一门新兴的技术，它更加促进了小型绞肉 机的发 展，使得小型绞肉机能更好地实现与机械化和自动化的有机结合。小型绞肉 机虽然还不如人手那样灵活， 但它具有能不断重复工作和劳动， 不知疲劳， 不怕危险， 2 抓举重物的 力量比人手力大的特点，因此，小型绞肉机已受到许多部门的重视，并 越来越广泛地得到了应用。 1985 年法国克莱夫博士发明了第一台小型绞肉机，该小型绞肉机以其诸如定位 精度高，承载能力强，自重负荷比小，易实现高速等优点在世界范围内被迅速广泛应 用到肉类加工机械行业。在这些行业中，往往需要小型绞肉机以较高的速度和精度完 成诸如人工放肉，自动绞肉等操作，新型的小型绞肉机无疑成为重点研究对象。 以绞肉机构为研究对象,探讨一种形式简洁、结算快捷、方便控制的自动绞肉模 型,从产能规划和绞肉速度两个层面上研究提高该绞肉机的速度与精度的方法,对于推 动肉类加工机械基础理论和关键技术研究,提高我国在自动化行业的竞争实力将具有 非常深远的意义。 因此,开发一种具有优势作业方向,高速、低成本的小型绞肉机具有重大的意义， 对比于人工绞肉来说,自动小型绞肉机具有刚度大,精度高,响应快,自重负荷比小,控制 容易,易实现高速等特点在肉类加工机械领域得到广泛应用。 本课题研究一种小型绞肉机，研究一种高速、轻型、低成本,高速小型绞肉机， 不但在自动化领域是一个新的突破，对肉类加工设备的理论和应用来说，也是一个新 的发展方向。对推动机构设计理论、小型绞肉机技术、计算机控制技术、技术经济分 析等多学科交叉，具有重要理论意义和工程实用价值。 3 2 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 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 4 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。 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。 3 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 31 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 5 合，以传递动力。 图 31 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 5 . 2 C G KD =0.136 m 取 D160mm 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 -物料得填充系数查 B4 表 116 得 0.15 物料的堆积密度 t/m 3猪肉的为 1.5t/m3 C与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B4 表 115 得 C1 3.1.3 螺旋供料器的转速 由原始数据 n326r/min 3.1.4 螺旋节距 实体面型螺旋的节距 tD 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 32 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。 6 绞筒的物料可选用铸铁，选 HT200 图 32 绞筒 4 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= o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(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 w0.0030kw.h/kg。 （查 B5p75） 传动效率，取 0.75 7 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。 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 K 1.2 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，1n 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= 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 d 100mm 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 = = = 8 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 mm LL aa dd 287 2 886900 280 2 0 0 += + 4.2.10 小带轮包角 1 oo 3 . 57180 12 1 = a dd dd = oo 3 . 57 287 80 180 = o 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 . 0 96 . 0 )15 . 0 32. 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 9 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 4.2.15 作用在轴上的力 F )(106182sin41342 2 sin2 1 0 NZFF= = o )(159282sin41343 2 sin3 1 0max NZFF= = o 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 10 图 4- 2 小带轮 图 4- 3 大带轮 11 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 8 3 8（d ）中的 MQ 级质量 指标查得 MPa HH 1120 2lim1lim =；由 B1 图 839（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 B1 表 8327 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） 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 B1 表 834 推荐表) m=(0.0070.02)a=0.561.6, 取 m=1.5mm 4.3.2.3 确定齿数 z1,z 2 初取螺旋角 13 o z1= ) 1( cos2 + m a = ) 15 . 2(5 . 1 13cos802 + o =29.4 取 z1=30 z2=z1=2.530=75 取 z2=75 重新确定螺旋角 12 o 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 B1 表 835 进行计算） 分度圆的直径 d1=m z1/cos =1.530/cos =45.7mm d2=m z2/cos =1.5*75/cos =114.3mm 齿顶圆直径 d 1a = d1+2ha=45.7+21.5=48.7mm d 2a = d2+2ha=114.3+21.5=117.3mm 端面压力角 0 292.20 142.10cos 20 cos = o o tg arctg tga arctg n t (查 B1 表 834) 基圆直径 d 1b = d1cos t =cos20.292 0=40.2mm d 2b = d2cos t =348cos20.292 0=107.2mm 齿顶圆压力角 1at =arccos 1 1 a b d d =34.365 0 2at = arccos 2 2 a b d d =23.951 0 端面重合度 a = 2 1 z1（tg 1at -tg ）+ z2(tg 2at -tg ) =1.9 齿宽 b= a .a0.4*8032 取 b232mm；b140mm 齿宽系数 d = 1 d b = 7 . 45 32 =0.7 纵向重合度 5 . 1 142.10sin32sin = o n m b =1.2 当量齿数 3 11 cos/zzv=31.45 3 22 cos/zzv=78.628 13 4.3.3 校核齿面接触强度（按 B1 表 8310 校核） 强度条件： H H 计算应力： 1H =ZHZBZEZZ 1 1 + bd F KKKk t HHVA 2H = 1H B D Z Z 式中：名义切向力 Ft= 1 1 2000 d T = 7 . 45 7 . 462000 =2044N 使用系数 K A=1（由 B1 表 8331 查取） 动载系数 V K =（ VA A 200+ ） B 式中 V= s m nd 95 . 1 100060 818 7 . 45 100060 11 = = A=83.6 B=0.4 C=6.57 V K =1.2 齿向载荷分布系数 K H =1.35（由 B1 表 8332 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 B1 表 8333 查取） 节点区域系数 H Z = 1.5（由 B1 图 8311 查取） 重合度的系数 77 . 0 = Z （由 B1 图 8312 查取） 螺旋角系数 80 . 0 = Z （由 B1 图 8313 查取） 弹性系数 MPaZE 8 . 189=（由 B1 表 8334 查取） 单对齿齿合系数 ZB=1 1H = 2H 14 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： H = XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 式中：极限应力 limH =1120MPa 最小安全系数 limH S=1.1（由 B1 表 8335 查取） 寿命系数 NT Z=0.92（由 B1 图 8317 查取） 润滑剂系数 L Z =1.05（由 B1 图 8319 查取，按油粘度等于 350 s m ） 速度系数 V Z =0.96（按,95 . 1 s m =由 B1 图 8320 查取） 粗糙度系数 R Z =0.9（由 B1 图 8321 查取） 齿面工作硬化系数 W Z =1.03（按齿面硬度 45HRC，由 B1 图 8322 查取） 尺寸系数 X Z =1（由 B1 图 8323 查取） 则： H =03 . 1 85 . 0 96 . 0 05 . 1 92 . 0 1 . 1 1120 =826MPa 满足 H H 4.3.4 校核齿根的强度（按 B1 表 8330 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=2.61， 2F Y=2.2（由 B1 图 8315（a）查取） 应力修正系数6 . 1 1 = Sa Y，77 . 1 2 = Sa Y（由 B1 图 8316（a）查取） 重合度系数 Y =1.9 15 螺旋角系数 Y =1.0（由 B1 图 8314 查取） 齿向载荷分布系数 F K= N H K =1.3（其中 N=0.94，按 B1 表 8330 计算） 齿间载荷分配系数 F K=1.0（由 B1 表 8333 查取） 则 1F =94.8MPa 2F = 1F 6 . 161 . 2 2 . 277 . 1 =88.3MPa 许用应力： F = XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim （按 limF 值较小齿轮校核） 式中：极限应力 limF =350MPa 安全系数 limF S=1.25（按 B1 表 8335 查取） 应力修正系数 ST Y=2（按 B1 表 8330 查取） 寿命系数 ST Y=0.9（按 B1 图 8318 查取） 齿根圆角敏感系数 relT Y=0.97（按 B1 图 8325 查取） 齿根表面状况系数 lT YRe=1（按 B1 图 8326 查取） 尺寸系数 X Y =1（按 B1 图 8324 查取） 则 F =MPa48997 . 0 9 . 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：6KL GB1009588（参考 B1 表 8354 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 B1 表 8358 查取） 第公差组检验切向综合公差 1 i F ， 1 i F = fP FF +=0.063+0.009=0.072mm,(按 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 1 i f ， 1 i f =0.6（ tpt ff+）=0.6（0.009+0.011） =0.012mm， （按 B1 表 8369 计算，由 B1 表 8359 查取） ； 16 第公差组检验齿向公差 F =0.012（由 B1 表 8361 查取） 。 4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值（参考 B1 表 8358 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 KL，根据表 8353 的计算式求得齿厚的上偏差 ss E=-12 pt f=-12 0.009=-0.108mm，齿厚下偏差 si E=-16 pt f=-16 0.009=-0.144mm ； 公 法 线 的 平 均 长 度 上 偏 差 WS E= ss E *cos -0.72 T F sin =-0.108cos 0 20 -0.72 0 20sin36 . 0 a=-0.110mm,下 偏差 wi E = si E cos +0.72 T F sin =-0.144cos 0 20 +0.720.036sin 0 20 =-0.126mm； 按表 8319 及其表注说明求得公法线长度 kn W =87.652， 跨齿数 K=10，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=80mm，由表查得 8365 查得 f =023. 0；检验接触斑点，由表 8364 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 ic F =0.05+0.072=0.125mm（根据 B1 表 8358 的表注 3，由 B1 表 8369，B1 表 8359 及 B1 表 8360 计算与 查取） ；检验齿切向综合公差 ic f =0.0228mm （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， x f =0.012mm， y f =0.006mm（由 B1 表 8363 查取） 。 4.3.5.4 确定齿坯的精度要求按 B1 表 8366 和 8367 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） 17 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，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 18 图 45 齿轮轴 5 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。 5.1 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(51)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 r 。 19 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 ms； 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。 5.1.1 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