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II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 IIIABSTRACTThe 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 augerThis 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.IAbstrac.II1 绪论. 12 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. 93 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. 124 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 时单根 V 带型额定功率增量. 201i 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，确定和及精度等级. 22limHlimF 4.3.2 按接触强度进行初步设计. 22 确定中心距. 23 确定模数. 23 确定齿数. 23 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 确定齿厚偏差代号. 25 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值. 26 确定齿轮副的检验项目与公差值. 26 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. 265 绞刀的设计. 275.1 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. 316 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 11 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，抓举重物的 力量比人手力大的特点，因此，小型绞肉机已受 2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。 32 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 4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 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 5配合，以传递动力。图 31 绞笼3.1.1 绞笼的材料绞笼的材料选为 HT2003.1.2 螺旋直径0.136 m 取 D160mm5 . 2CGKDG生产能力,由原始条件得 G1T/HK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 猪肉的为 1.5t/m33 C与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B4 表 115 得 C13.1.3 螺旋供料器的转速由原始数据 n326r/min3.1.4 螺旋节距 实体面型螺旋的节距 tD3.2 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。 绞筒的物料可选用铸铁，选 HT200 6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。 14 . 43261440iii总由传动比标准系列查 B2 表 21初步取1.76 2.50i1i 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)WGG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。 7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dP kwPKPAd8 . 442 . 1 工况系数，查 B1 表 8122 ，取1.2AKAK P传递的功率4.2.2 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dp1n1n1440r/min4.2.3 传动比 1.76 0i2nin1min/81801876. 11440r4.2.4 小带轮基准直径（mm）1dd 由 B1 表 8112 和表 8114 选定 100mm75r/min 1ddmindd4.2.5 大带轮基准直径（mm）2dd cmdiddd17610076. 112 由 B3 表 87 得=180mm2dd4.2.6 带速验算 smvsmndvd/3025/54. 71000601440100100060max114.2.7 初定轴间距（mm）0a 8 mmddadd280)(22104.2.8 所需带的基准长度（mm）0dL 0204)()(2212210addddaLddddd 280480280228022 886mm 依 B1 表 818 取900mm，即带型为 A900dL4.2.9 实际轴间距 a mmLLaadd28728869002802004.2.10 小带轮包角1 3 .57180121adddd =3 .5728780180 = 1644.2.11 单根 V 带的基本额定功率1p 根据带型号、和普通 V 带查 B1 表 8127（c） 取 1.32kw1dd1n4.2.12 时单根 V 带型额定功率增量1i1P根据带型号、和 查 B1 表 8127（c） 取 0.15kw1ni4.2.13 V 带的根数 ZZ =49 . 387. 096. 0)15. 032. 1 (8 . 4)(11LadkkppP小带轮包角修正系数查 B1 表 8123,取 0.96ak带长修正系数查 B1 表 818，取 0.87Lk4.2.14 单根 V 带的预紧力0F 9 20) 15 . 2(500mvZvPkFda =254. 71 . 054. 748 . 4) 196. 05 . 2(500 =134（N） mV 带每米长的质量（kg/m）查 B1 表 8124，取 0.1k/gm4.2.15 作用在轴上的力F )(106182sin413422sin210NZFF )(159282sin413432sin310maxNZFF 考虑新带初预紧力为正常预紧力的 1.5 倍maxF4.2.16 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。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 10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。limHlimF 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。rC 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MPaHH11202lim1lim；。MPaFEFE70021MPaFF3502lim1lim4.3.2 按接触强度进行初步设计 确定中心距 a（按 B1 表 8327 公式进行设计） 321) 1(HaamuKTuACa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） 11 小齿轮额定转矩)(7 .468184954995491MNnPT 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 8327MPaHH100811209 . 09 . 0lim推荐值） 则取 a80mm,9 .6910085 . 24 . 07 .466 . 1) 15 . 2(47632mma 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 确定齿数 z ,z12初取螺旋角13z =29.4 取 z =301) 1(cos2ma) 15 . 2(5 . 113cos8021z =z =2.5 30=75 取 z =75212重新确定螺旋角 142.10802)7530(5 . 1arccos2)(arccos21azzmn 计算主要的几何尺寸（按 B1 表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z /cos=1.5 30/cos=45.7mm11 d =m z /cos=1.5*75/cos=114.3mm22齿顶圆直径 d= d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm1a1a d= d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm2a2a端面压力角 (查 B1 表 834)0292.20142.10cos20costgarctgtgaarctgnt基圆直径 d= dcos= cos20.292 =40.2mm1b1t0 d= d cos=348 cos20.292 =107.2mm2b2t0 12齿顶圆压力角 =arccos=34.3651at11abdd0 = arccos=23.9512at22abdd0端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at =1.9齿宽 b=.a0.4*8032 取 b 32mm；b 40mma21齿宽系数 =0.7d1db7 .4532纵向重合度 =1.25 . 1142.10sin32sinnmb当量齿数 31.45311cos/zzv 78.628322cos/zzv4.3.3 校核齿面接触强度（按 B1 表 8310 校核） 强度条件：HH 计算应力：=ZZ Z Z Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中：名义切向力 F =2044Nt112000dT7 .457 .462000使用系数 K =1（由 B1 表 8331 查取）A动载系数 =（）VKVAA200B式中 V=smnd95. 11000608187 .4510006011 13A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK齿向载荷分布系数 K=1.35（由 B1 表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修H调整，6 级精度 K非对称支称公式计算）H34. 1齿间载荷分配系数 （由 B1 表 8333 查取）0 . 1HK节点区域系数 = 1.5（由 B1 图 8311 查取）HZ重合度的系数 （由 B1 图 8312 查取）77. 0Z螺旋角系数 （由 B1 图 8313 查取）80. 0Z弹性系数 （由 B1 表 8334 查取）MPaZE8 .189单对齿齿合系数 Z =1B= 1H2H327 .4520445 . 215 . 20 . 135. 105. 180. 077. 08 .1895 . 11245.5MPa许用应力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim式中：极限应力=1120MPalimH最小安全系数=1.1（由 B1 表 8335 查取）limHS寿命系数=0.92（由 B1 图 8317 查取）NTZ润滑剂系数=1.05（由 B1 图 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm速度系数=0.96（按由 B1 图 8320 查取）VZ,95. 1sm粗糙度系数=0.9（由 B1 图 8321 查取）RZ齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度 45HRC，由 B1 图 8322 查取）WZ尺寸系数=1（由 B1 图 8323 查取）XZ 14则： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120满足HH4.3.4 校核齿根的强度（按 B1 表 8330 校核）强度条件：1F1F 许用应力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数=2.61， =2.2（由 B1 图 8315（a）查取）1FY2FY应力修正系数，（由 B1 图 8316（a）查取）6 . 11SaY77. 12SaY重合度系数 =1.9Y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）FKNHK齿间载荷分配系数=1.0（由 B1 表 8333 查取）FK则 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1许用应力：= （按值较小齿轮校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF式中：极限应力=350MPalimF安全系数=1.25（按 B1 表 8335 查取）limFS应力修正系数=2（按 B1 表 8330 查取）STY寿命系数=0.9（按 B1 图 8318 查取）STY齿根圆角敏感系数=0.97（按 B1 图 8325 查取）relTY 15齿根表面状况系数=1（按 B1 图 8326 查取）lTYRe尺寸系数=1（按 B1 图 8324 查取）XY则 =FMPa48997. 09 . 0225. 1350 满足， 验算结果安全2F1FF4.3.5 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：6KL GB1009588（参考 B1 表 8354 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 8358 查取）第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm,(按 B11iF1iFfPFF 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（）=0.6（0.009+0.011）1if1iftptff=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 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。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353wE的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-12 0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16ssEptfsiE=-16 0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-ptfWSEssE0.72sin=-0.108 cos-0.72 =-0.110mm,下偏差=cosTF020020sin36. 0awiEsiE+0.72sin=-0.144 cos+0.72 0.036 sin=-0.126mm；按表 8319TF020020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knW示为：110. 0126. 0652.87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 83f65 查得=；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小于f023. 040%，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icF据 B1 表 8358 的表注 3，由 B1 表 8369，B1 表 8359 及 B1 表 8360 16计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mmicf（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 8363xfyf查取） 。 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）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 335nPATd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 17 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 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 18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： （）30000nvpRr式中：刀片刃部任一点的线速度 ms；pv 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，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： 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） 19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： 3n30000我们已知十字刀片得转速n326r/min当时，min 30m/min=0.5m/sr mm65.145 . 032630000/当时， minR smmR/5 . 1min/90RmmR94.435 . 132630000/圆整后取:r=15mm R=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：fnfnFFFFFF其值为：sincossincosfnfnfnFFFFFFFF 20因为刀刃与网眼板的摩擦力为：nfFF肉与前刀面的摩擦力为：nfFF整理得： 4cos)1 ()(2nnFFFF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）F 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 网眼板作用于刀刃上的压力（N）nF 肉被切割时作用于前刀面的压力（N）nF由于 AF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A 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，FF故令 。1CF 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，nF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2CFnF。vnFF简化式4得： 5cos)1 ()(221vFCCF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 21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)4025 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：(肉质软取大值反之取小值)53 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 54，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r圆弧(斜剖刀刃圆柱所得) 22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。 er0其关系为： 6 cos0nerr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er0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max0图 5-5：图 5-5 7Rr /arcsinmax0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)/(220bRbrarctg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；0 235.1.5 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v于刃的法向速度分量和平行于刃的切向速度 分量。参见图 5-7nvrv即：vvvn其值为：)(30000Rprpnvcosvvnsinvvr图 57 刀刃上任一点的速度示意图又因为：/sin sinR所以：30000sincos222R整理得30000/sin222Rnvn （）30000/sinnRv Rpr 式中：刀刃上任一点位置的法向速度分度 ms；nv 刀刃上任一点位置的切向速度分量 ms；v 刀刃上任一点至刀片旋转中心距离 mm； 刀刃的初始刃倾角； 24 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。R65? 40A15 8815 AR65? 406.5? 30R65? 40n图 58 2 刃、4 刃、8 刃绞刀6 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： 25 )/(46022hcmZDnF式中：F绞刀切割能力（） ；hcm /2 n绞刀转速（r/min ）;326r/min D挤肉样板外径（mm） ；168m
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