机械设计制造及其自动化毕业设计论文(绝对经典)

1、学院毕业设计(论文(2000届论文题目绞肉机的设计所在学院专业班级学生姓名学号指导教师完成日期年月目 录目录.1 中文摘要.3 ABSTRACT (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 (42.2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 (53.2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 (84.3齿轮传动设计 (114.4轴的设计 (17第5章绞刀的设计 (185.1绞刀的设计 (18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

2、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ABSTRACTThe 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

3、 blade Transfer augerKey words: meat chopper ,reamer第 1 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。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

4、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。绞肉机第 2 章结构及工作原

5、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。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。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

6、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

7、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

8、。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 绞笼绞笼的材料选为HT2005.2CGK D =0.136 m 取D =160mm G -生产能力,由原

9、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 3猪肉的为1.5t/m 3C -与螺旋供料器倾角有关的系数,查B4表1-15得C =1由原始数据n =326r/min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

10、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 。 14.43261440i i i =总 由传动比标准系列查B2表2-1 初步取=0i 1.76 =1i 2.5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(KWG -绞肉

11、机的生产能力,1000kg/h-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4-1 Y112M-4电动机的外观图A K -工况系数,查B1表8-1-22 ,取A K =1.2 P -传递的功率根据d p 和1n 查B1图8-1-2选取普通V 带A 型,1n -小带轮转速,为1440r/min=0i 1.76 2n =in 1=min /81801876.11440由B1表8-1-12和表8-1-14选定 1d d =100mm>m in d d =75r/mincm

12、d i d d d 17610076.112= 由B3表8-7得2d d =180mms m v s m n d v d /3025/54.71000601440100100060max 11-=<=mm d d a d d 280(2210=+=204(2212210a d d d d a L d d d d d -+=280480280228022+=886mm依B1表8-1-8取d L =900mm ,即带型为A -900mm L L a a d d 287288690028020=-+=-+3.57180121-=ad d d d=3.5728780180- = 164根据带型号

13、、1d d 和1n 普通V 带查B1表8-1-27(c 取1.32kw根据带型号、1n 和i 查B1表8-1-27(c 取0.15kwZ =49.387.4(11=+=+L a d k k p p Pa k -小带轮包角修正系数查B1表8-1-23,取0.96 L k -带长修正系数查B1表8-1-8,取0.872015.2(500mv Zv.748500+- =134(N m -V 带每米长的质量(kg/m 查B1表8-1-24,取0.1k/gm(106182sin 413422sin210N Z F F = (159282sin 413432sin310max N Z F F = m a

14、x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m R a 2.3=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40r C ,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MPa H H 11202lim 1lim =;由

15、B1图8-3-9(d 中的MQ 级质量指标查得MPa FE FE 70021=;MPa F F 3502lim 1lim =。3211(H a a m u KT u A C a + 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(7.468184954995491M N n P T = 齿宽系数a =0.4(参考B1表8-3-4推荐值 齿数比u=i=2.52m=(0.0070.02a=0.561.6, 取m=1.5mm初取螺旋角=13z 1=1(cos 2+m a

16、 =15.2(5.113cos 802+ =29.4 取z 1=30z 2=z 1=2.530=75 取z 2=75 重新确定螺旋角142.108027530(5.1arccos 2(arccos21=+=+=a z z m n 分度圆的直径 d 1=m z 1/cos =1.530/cos =45.7mm d 2=m z 2/cos =1.5*75/cos =114.3mm 齿顶圆直径 d 1a = d 1+2h a =45.7+21.5=48.7mm d 2a = d 2+2h a =114.3+21.5=117.3mm端面压力角 0292.20142.10cos 20cos =tg ar

17、ctg tga arctg n t (查B1表8-3-4 基圆直径 d 1b = d 1cos t =cos20.2920=40.2mm d 2b = d 2cos t =348cos20.2920=107.2mm 齿顶圆压力角 1at =arccos11a b d d =34.36502at = arccos22a b d d =23.9510端面重合度 a =21 z 1(tg 1at -tg + z 2(tg 2at -tg =1.9齿宽 b=a .a =0.4*80=32 取b 2=32mm ;b 1=40mm 齿宽系数 d =1d b =7.4532=0.7 纵向重合度 5.1142

18、.10sin 32sin =n m b =1.2 当量齿数 311cos/z z v =31.45322cos/z z v =78.628强度条件:H H 计算应力:1H =Z H Z B Z E Z Z 11+b d F K K K k t H H V A2H =1H BD Z Z式中:名义切向力F t =112000d T =7.457.462000=2044N使用系数 K A =1(由B1表8331查取 动载系数 V K =(V A A 200+B-式中 V=sm n d 95.11000608187.4510006011=A=83.6 B=0.4 C=6.57 V K =1.2齿向载荷

19、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 MPa Z E 8.189=(由B1表8334查取 单对齿齿合系数 Z B =11H = 2H =327.452044=245.5MPa许用应力:H =X W R V L NT H H Z Z Z Z Z Z S limlim式中:极限应力lim H =1

20、120MPa最小安全系数lim H 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350sm 速度系数V Z =0.96(按,95.1sm =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 =.11120=826MPa 满足H H 强度条件:1F 1F 许用应力:1F =F F V A Sa Fa ntK K K K Y Y Y Y bm

21、 F ; 112212S F S F F F Y Y Y Y =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6.11=Sa Y ,77.12=Sa Y (由B1图8316(a 查取 重合度系数 Y =1.9螺旋角系数Y =1.0(由B1图8314查取齿向载荷分布系数F K =NH 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 =94.8MPa2F =1F 6.161.22.277.1=88.3MPa许用应力:F =X lT relT NT ST F F Y Y Y Y Y

22、 S Re limlim (按lim F 值较小齿轮校核式中:极限应力lim F =350MPa安全系数lim F 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 Y Re =1(按B1图8326查取 尺寸系数X Y =1(按B1图8324查取 则 F =.1350= 满足,2F 1F F 验算结果安全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

23、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1i F ,1i F =f P F F +=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1i f ,1i f =0.6(t pt f f +=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

24、得齿厚的上偏差ssE =-12pt f =-120.009=-0.108mm ,齿厚下偏差si E =-16pt f =-160.009=-0.144mm ;公法线的平均长度上偏差WS E =ss E *cos -0.72T F sin =-0.108cos 020-0.72 020sin 36.0a =-0.110mm,下偏差wi E =si E cos +0.72T F sin =-0.144cos 020+0.720.036sin 020=-0.126mm ;按表8319及其表注说明求得公法线长度kn W =87.652,跨K=10,则公法线长度偏差可表示为:110.0126.0652.

25、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查取根据大齿轮的

26、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轴的设计用实心轴335nP A T d = 式中:d -轴的直径,mmT -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,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低速轴第5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

27、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(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:=30000nv p (R r 式中:p v -刀片刃部任一点的线速度m /s ; n -

28、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(5-1A 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。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:V

29、 F Q =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:=n300003 我们已知十字刀片得转速n =326r/min 当min 时,=,/= 当min 时,R =,/= 圆整后取:r=15mm R=4

30、5mm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 n f n F F F F F F +=其值为:sin cos sin cos f n f n f n F F F F F F F F +=+因为刀刃与网眼板的摩擦力为:=n f F F肉与前刀面的摩擦力为:=n f F F整理得:cos 1(2+=n n F F F F 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 F 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(900 n F -

31、网眼板作用于刀刃上的压力(N n F -肉被切割时作用于前刀面的压力(N 由于 A F =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1C F = 。 由于n F 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2C F n =。F 是刀片切割肉时,肉对前刀面的压力与速度v 有关,故令v n F F =。简化式4得:cos 1(221+=v F C C F 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

32、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:4025-=(肉质软取大值,反之取小值刀刃后角的目的: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。

33、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:53-=(肉质软取大值反之取小值 图5-3 后角与VB 、NB 的关系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r 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e r 0。其关系为:cos 0n e r r =

34、 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e r 0,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max 0就可确定了参见图5-5: 图5-5R r /arcsin max 0= 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/(220b R b r arctg -= 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 ;0-初始刃倾角;由于有了刃倾角,故刀刃上任一点相对于网眼板的速度v,将可以分解为垂直于刃的法向速度分量n v 和平行于刃的切向速度 分量r v。

35、参见图5-7即:v v v n+= 其值为:(30000R p r p nv =cos v v n = sin v v r = 图5-7 刀刃上任一点的速度示意图又因为:/sin '=sin 'R =所以:30000sin cos 222R -=整理得30000/sin 222 R n v n -=30000/sin nR v = (R p r v-刀刃上任一点位置的法向速度分度m/s;式中:nv-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

36、;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刃绞刀绞肉机的设计 第6章 6.1 绞刀的切割能力 切刀的切割能力，可用下式计算： F = 60 n h D 4 2 生产能力分析 j Z ( cm 2 / h 式中：F绞刀切割能力（ cm 2 /h） ； n绞刀转速（r/min ）;326r/min D挤肉样板外径（m

37、m） ；168mm j 孔眼总面积与样板面积之比，一般取 0.30.4；取 0.4 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 = F F1 A 式中： F1 被切割 1kg 物料的面积，其值与孔眼直径有关（ cm A绞刀切割能力利用系数，一般为 0.70.75； 2 /h） ； 6.3 功率消耗 N 功率消耗 N 可用下式计算： N = G ´W h (kw 式中：W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw · h/kg） ； h 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 mm 绞刀刃数 生产能力 kg/h f 3 f 8、