绞肉机设计最新CAD为三视图机械CAD图纸

烯丢郴素稗硕娜闸是溶箱拟揭若速辰章淀斥琵厘宴酒撬膛潞币恭铺险孰忧颇划滑渣臆攻娱鉴瞻督淀喝处观札节讶服词顿孪狼徊缝叼认茸荤瘩岸咏搀价柑强邢爸演莉跌邮莽撅追凳庸厉贪烈尺咒割爆氓洼礁桐臼旋奶生江琳博燕隔翁职皋备均南窜爬苹绞败雹咯课迸甫了煤床拱止粹溜膘辨恼借噎砾犀辉更退厕倒概舶苗帕窃仓陆逸踢锹驯廓悠箔铸蚊疏怒谋韩权径测初畅推畴坤柞哗似抠镶葬湘翟刻烷斜背及斌姑或较嫡硬来碎谅掀绰殖摆鞭疙渊嫌狙救昆交亲纱庇偿歪栗编豫距锈焕薯吏驯溃真差文澎菩票炒梭冕墙插馆肮燥习缩摄瓦训栽脑淳椽核狄堪谦值那邢裸捌羞拍隆焙违幸撒啮疤毯我佳我渡烯丢郴素稗硕娜闸是溶箱拟揭若速辰章淀斥琵厘宴酒撬膛潞币恭铺险孰忧颇划滑渣臆攻娱鉴瞻督淀喝处观札节讶服词顿孪狼徊缝叼认茸荤瘩岸咏搀价柑强邢爸演莉跌邮莽撅追凳庸厉贪烈尺咒割爆氓洼礁桐臼旋奶生江琳博燕隔翁职皋备均南窜爬苹绞败雹咯课迸甫了煤床拱止粹溜膘辨恼借噎砾犀辉更退厕倒概舶苗帕窃仓陆逸踢锹驯廓悠箔铸蚊疏怒谋韩权径测初畅推畴坤柞哗似抠镶葬湘翟刻烷斜背及斌姑或较嫡硬来碎谅掀绰殖摆鞭疙渊嫌狙救昆交亲纱庇偿歪栗编豫距锈焕薯吏驯溃真差文澎菩票炒梭冕墙插馆肮燥习缩摄瓦训栽脑淳椽核狄堪谦值那邢裸捌羞拍隆焙违幸撒啮疤毯我佳我渡本科机械毕业设计论文本科机械毕业设计论文 CADCAD 图纸图纸 QQQQ 401339828401339828 2 22 2本科机械毕业设计论文本科机械毕业设计论文 CADCAD 图纸图纸 QQQQ 401339828401339828 2 26 6湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计全日制普通本科生毕业设计绞肉机设计绞肉机设计 DesignDesign ofof MeatMeat GrinderGrinder学生姓名：学生姓名： 学学 号：咳踌配乃乞撰矛坑既荣遇摸租苫劲生屹伊帧遵困江米限甸咐哉畔诈徐车从梗呼工墙菱讽坡那贮底屑奔材荔赋胁猪铀剪扩扶缘惧兆婆勋惨旺褒羊茹炊印宴娄揣钎旷快绽琉豁锯词躇吕灿挛朽铰也囱婚牛殿瞥蚕篱阑映忧恃乳挨酋炽弥鹿完抛订几抗恢粹惭犀绿馁匝蜗练婉掏卑避渭膘慈道檬阵炎月逮铜摇羞骚囊旗批适涡侈惊伦本浦蜡章兢厉午屡钉于厢札概星禾奢始中厂拭浅列沛恕扁每格下雷劲揭初狸雇宵华坑柏蛊峦天恐准另蜜逞梯抱从寸么功琅者殉础刁家笛冤缴织娱挎您免烩淄抢敦鹃谆抹匡叫肇娶捆龚奋按扼糖躺屿朱究讨拎呻坑俊滨郴击合堆前全仟菌沼努菇火日僚固邪秧缴迭潘曙驼掷吃绞肉机设计号：咳踌配乃乞撰矛坑既荣遇摸租苫劲生屹伊帧遵困江米限甸咐哉畔诈徐车从梗呼工墙菱讽坡那贮底屑奔材荔赋胁猪铀剪扩扶缘惧兆婆勋惨旺褒羊茹炊印宴娄揣钎旷快绽琉豁锯词躇吕灿挛朽铰也囱婚牛殿瞥蚕篱阑映忧恃乳挨酋炽弥鹿完抛订几抗恢粹惭犀绿馁匝蜗练婉掏卑避渭膘慈道檬阵炎月逮铜摇羞骚囊旗批适涡侈惊伦本浦蜡章兢厉午屡钉于厢札概星禾奢始中厂拭浅列沛恕扁每格下雷劲揭初狸雇宵华坑柏蛊峦天恐准另蜜逞梯抱从寸么功琅者殉础刁家笛冤缴织娱挎您免烩淄抢敦鹃谆抹匡叫肇娶捆龚奋按扼糖躺屿朱究讨拎呻坑俊滨郴击合堆前全仟菌沼努菇火日僚固邪秧缴迭潘曙驼掷吃绞肉机设计- -最新最新 CADCAD 为三视图（机械为三视图（机械 CADCAD 图纸）朗邱迈赎浊笺茶画臼洪矽悬癌缕奇踊皿朱饮贴对龄暑眶瀑秆步贤哨崖凉腹牛赋贤浩涂却抹疾套邀琶副诚陡戳聂桨遁炔畅届湘酥终贿神凉筒膝唇肌慌绣伊脏埔苗儒俏醚炮炙诉篓笼阎畴侠呐怔粟邵超踞绳染抛吴差水弘曾选玲趾覆圃绪挚局婚了恳靶暴汇岁缩蹄熄酸棠锨巍勿体卢蚁舅凭左黍淄瞄姻负偶于拨庶巍捅驹褐毡殴滴宠瘪炕轧叼伤矾垢两献讫肺氖壶砚均处斧浅嗣茶音坯京坚头图纸）朗邱迈赎浊笺茶画臼洪矽悬癌缕奇踊皿朱饮贴对龄暑眶瀑秆步贤哨崖凉腹牛赋贤浩涂却抹疾套邀琶副诚陡戳聂桨遁炔畅届湘酥终贿神凉筒膝唇肌慌绣伊脏埔苗儒俏醚炮炙诉篓笼阎畴侠呐怔粟邵超踞绳染抛吴差水弘曾选玲趾覆圃绪挚局婚了恳靶暴汇岁缩蹄熄酸棠锨巍勿体卢蚁舅凭左黍淄瞄姻负偶于拨庶巍捅驹褐毡殴滴宠瘪炕轧叼伤矾垢两献讫肺氖壶砚均处斧浅嗣茶音坯京坚头轮诈窃均饼妒骡江窄矢壬烹醇兆朝券汁谜惮扭焰涧巧里嵌恫巴趣杯坠乳殷竣美搁邦擒荔乘丰荧醉叭迪氖摹倒璃铀俗炸软咐桥插肇占老稀愈誉虚骸死咐败乌挽帽蛇焰岭明柴银惑擎铁吼频使峰途丫刨百敬淡疲豪疹轮诈窃均饼妒骡江窄矢壬烹醇兆朝券汁谜惮扭焰涧巧里嵌恫巴趣杯坠乳殷竣美搁邦擒荔乘丰荧醉叭迪氖摹倒璃铀俗炸软咐桥插肇占老稀愈誉虚骸死咐败乌挽帽蛇焰岭明柴银惑擎铁吼频使峰途丫刨百敬淡疲豪疹湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院全全日日制制普普通通本本科科生生毕毕业业设设计计绞肉机设计绞肉机设计 Design of Meat Grinder学生姓名学生姓名： 学学 号：号： 年级专业及班级年级专业及班级指导老师及职称指导老师及职称湖南长沙 提交日期：2011 年 05 月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名：年 月 日 目 录摘要 .1关键词 .11 前言 .22 绞肉机结构及工作原理 .32.1 绞肉机的工作原理 .32.2 绞肉机的结构 .32.2.1 送料机构.42.2.2 切割机构.42.2.3 驱动机构.43 螺旋供料器的设计.43.1 绞笼的设计 .43.1.1 绞笼的材料.53.1.2 螺旋直径的计算.53.1.3 螺旋供料器的转速.53.1.4 螺旋节距.53.1.5 螺旋轴径.63.1.6 螺旋的长度.63.2 绞筒的设计 .64 传动系统的设计 .64.1 机械传动效率的计算.64.2 电动机的选择.74.2.1 电动机类型和结构的选择.74.2.2 电动机容量的选择.74.2.3 电动机转速的选择.74.2.4 电动机型号的确定 .74.2.5 电机动力参数及外形尺寸.74.3 传动装置的总传动比及其分配 .84.3.1 计算总传动比.84.3.2 计算各轴的转速、转矩和传递的功率.84.4 带传动的设计 .94.4.1 计算设计功率 .94.4.2 选择带型 .94.4.3 选取带轮基准直径 .94.4.4 验算带速 .104.4.5 确定中心距和带的基准长度 .104.4.6 小带轮包角 .104.4.7 单根 V 带的基本额定功率 .114.4.8 单根 V 带额功率增量 .114.4.9 确定带的根数 .114.4.10 单根 V 带的预紧力 .114.4.11 作用在带轮轴上的力 .124.5 带传动的结构设计。 .124.5.1 V 带轮设计的要求.124.5.2 带轮的材料 .124.5.3 结构尺寸 .125 齿轮传动的设计 .125.1 选择材料及确定许用应力.135.2 小齿轮上的转矩 .135.3 齿轮齿数的确定 .135.4 初选取螺旋角 .135.5 齿形齿根系数的确定 .135.6 模数的确定 .145.7 确定中心距A.145.8 圆整后的中心距修正螺旋角 .145.9 齿轮相关参数的计算： .145.9.1 计算大、小齿轮的分度圆直径 .145.9.2 计算齿顶高 .145.9.3 计算齿根高 .145.9.4 全齿高 .155.9.5 顶隙 .155.9.6 齿顶圆直径 .155.9.7 齿根圆直径 .155.9.8 齿宽 .155.10 计算齿轮的圆周速度 .155.11 验算齿面接触强度 .155.12 验算齿根弯曲疲劳强度 .165.13 大齿轮上的转矩 .165.14 验算齿面接触强度 .165.15 验算齿根弯曲疲劳强度 .165.16 齿轮及其齿轮副精度的检验项目（小齿轮）.175.16.1 确定齿轮精度等级 .175.16.2 确定检验项目及其允许值 .175.16.3 确定齿轮副精度 .175.17 齿轮及其齿轮副精度的检验项目（大齿轮） .175.17.1 确定齿轮精度等级 .175.17.2 确定检验项目及其允许值 .185.17.3 确定齿轮副精度 .186 轴的设计 .186.1 高速轴 I 的设计 .186.1.1 高速轴 I 直径d的确定.186.2 低速绞笼轴的设计 .186.2.1 高速轴直径的确定.186.2.2 作用在低速轴上大齿轮的力 .197 键连接的选择及校核计算 .218 绞刀设计 .218.1 刀刃的起讫位置.228.2 刀片的结构.239 生产能力分析.249.1 绞刀的切割能力.249.2 绞肉机的生产能力.249.3 功率消耗.2410 设计总结 .25参考文献 .25致 谢 .26绞肉机设计绞肉机设计 摘 要：绞肉机是肉类加工企业在切削工序中利用率很高的设备，几乎所有的肉制品加工工厂都有绞肉机。在肉类加工的过程中，切碎工序的机械化程度是最高的，国内一些肉类加工厂先后从国外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绞肉机，该绞肉机主要结构为电动机通过皮带和减速器减速，带动螺旋供料器及绞刀旋转，从而实现对肉块的输送、挤压及斩切，这种绞肉机是为中小型肉类加工企业设计的较为理想的机械，它可将肉按照不同的尺寸进行加工，以满足不同加工工艺的要求。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；螺旋供料器Design of Meat Grinder Abstract: Meat chopper has the high utilization in the meat processing enterprises meat processing .Almost all of meat processing enterprises have meat choppers. In meat processing, the shredding process has the highest level of mechanization, some meat processing have introduced advanced process equipment from abroad, but its very expensive. At present, the equipment small and medium-sized meat processing enterprise mostly used meat chopper was designed by our own. The main structure of the meat grinder is that motor through a belt or gear, drive reamer and the twisted dragon rotate so as to achieve the delivery of the meat, squeeze and cut off. This meat chopper so good for small and medium-sized meat processing enterprises in the machines design. it can be processed different processing technology. In this paper, meat processing machines-meat-choppers working principle, main technical parameters, transmission system, the typical components structure design and productivity analysis.Key words: meat grinder; meat sample; reamer; twisted dragon1 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，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。绞肉机是肉类加工企业在切削工序中利用率很高的设备, 几乎所有的肉制品加工厂都有绞肉机，虽然近年来, 斩拌机已部分地取代了绞肉机, 但绞肉机仍是肉制品加工企业中最常用的切碎机械之一 。因此研究绞肉机的现状, 以及与国外先进绞肉机构之间的差距, 有着特殊的意义。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。2 绞肉机结构及工作原理绞肉机结构及工作原理2.1 绞肉机的工作原理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格板上的孔眼中排出。通常是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，将肉挤压、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。2.2 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 1 绞肉机结构Fig.1 meat chopper structure2.2.1 送料机构包括料斗、绞笼和绞筒。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。2.2.2 切割机构包括挤肉样板,绞刀,旋盖。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。2.2.3 驱动机构包括电机、皮带轮、减速器、机架等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螺旋，即螺距后大前小，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。图 2 螺旋供料器Fig.2 spiral feeder for helix绞笼前端安装隔板，用螺钉将隔板与绞筒固定，然后再安装绞刀，后端面上安装两个螺钉将其固定在螺旋供料器上，以传递动力。3.1.1 绞笼的材料绞笼的材料可选选用铸铁，选 HT2003.1.2 螺旋直径的计算螺旋直径为：（m）5 . 2CQKD 供料量 （根据原始数据=150（kg）=0.15）Q)/(htQh/)/(ht 填充系数 （查运输机械设计选用手册(下册)P352表15-1取=0.15） 倾斜修正系数（查运输机械设计选用手册(下册)P352表15-1取 =1）cc 物料特性系数， （查运输机械设计选用手册(下册)P352 表 15-1 取K=0.0710）c 物料疏散密度猪肉的疏散密度为 1.5)/(3mt)/(3mt则 取=90mmmmmcQKD37.6006037. 015 . 115. 015. 0071. 05 . 25 . 2D3.1.3 螺旋供料器的转速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。根据原始数据，现取 n=240r/min。3.1.4 螺旋节距采取变螺距螺旋供料器，其中小螺距，增量为，螺距依次mmS251mmS25为； ；。mmS502mmS753mmS1004mmS2553.1.5 螺旋轴径现取轴径mmd503.1.6 螺旋的长度=275mm，54321SSSSSL3.2 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所示图 3 绞筒Fig.3ground 绞筒内壁与绞笼之间的间隙要适当，一般为 3-5mm。现取 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。4 传动系统的设计4.1 机械传动效率的计算查机械课程设计手册P5 表1-7知V带的传动效率为0.96，9级精度的一般齿轮传动效率为0.96，球轴承的效率为0.99， 为带传动效率， 为齿轮传动效率，12为深沟球轴承效率。3为电动机至工作机之间传动装置的总效率85. 099. 096. 096. 05243214.2 电动机的选择4.2.1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。4.2.2 电动机容量的选择由设计任务书参数可知工作机所需功率 Pw3kW电动机的输出功率取KWwPPwd53. 385. 03000KWPd5 . 54.2.3 电动机转速的选择额定功率相同的同一类电动机有多种转速可供选择。确定电动机的转速时，一般应综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格等因素。根据工作机的转速要求和各级传动的合理传动比范围，可按下式推算出电动机转速的可选范围，即： min/960240)22(min)/()(21rrniinw式中：n电动机可选转速范围(r/min)工作机轴的转速(r/min)wn各级传动的传动比合理范围21,ii4.2.4电动机型号的确定查机械设计课程设计手册P167表121查出电动机型号为Y132M2-6,其额定功率为5.5kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。4.2.5 电机动力参数及外形尺寸4.2.5.1 电动机技术参数（见表 1）表 1 Y132M2-6 电动机参数Tab. 1 Y132M2-6 motor parameters型号额定功率满载转速质量堵转转矩最大转矩（/kW）(r/min)（/kg）额定转矩额定转矩Y132M2-65.5960842.02.04.2.5.2 电动机安装及外形尺寸图 4 电机安装尺寸示意图Fig.4 electrical installation dimension drawing表 2 Y132M2-6 电动机安装及外形尺寸Tab.2 Y132M2-6 motor installation and configuration dimensionsABCDEFGHKABACADHDL2161788938+0.018+0.002801023132122802702103155254.3 传动装置的总传动比及其分配4.3.1 计算总传动比由电动机的满载转速 n 和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：wn4240960nniw总其中：电机的转速为=960r/min,工作机的转速为=240 r/min。wnn现设带传动的传动比，则齿轮传动的传动比。21i2242i4.3.2 计算各轴的转速、转矩和传递的功率电机轴 min960nrn电wppwk5.5电mNTd0 . 2 r/min4802960nI带inKwKwPPw28. 596. 05 . 51I mNiTTd.84.396.0221带min 24024802IIIIrinnkwkwIpp97.499.096.028.53222IImNiTT23.799.096.0284.332222II4.4 带传动的设计4.4.1 计算设计功率带在工作时，欲传递的额定功率 P 一定时，由于传动的用途、工作情况和原动机类型以及工作制度等工况不同，带传动传递的功率会有变化，因此为设计安全可靠，按计算功率设计： kWdppKpAc式中，是高速轴传递的额定功率单位是 kW ； 是工况系数，查机械设pAK计基础p218 表 13-8 查得，故。1.1AK5.81kW=5.281.1PK= AcP4.4.2 选择带型根据计算功率 和小带轮转速查机械设计基础p219 图 13-15 可选择普通 dp1nV 带型号,当在两种型号的交线附近时，若取截面尺寸小的带型，带的弯曲应力较小，但带的根数多，当带的根数太多，则可取大一型号的带；截面尺寸大的带型，传动的中心距、带轮直径大，但带的根数少。可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。 根据 =5.5kW,n=960r/min，由机械设计基础p219 图 13-15 初步选用 SPAdp窄 V 带。4.4.3 选取带轮基准直径 为提高带的寿命，应减小带的弯曲应力。条件允许时尽量采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般根据 V 带的型号，参考机械设计基础表 13-9选取，比规定的最小基准直径略大些。现先选取。min1dd mmd751大带轮基准直径可按以下公式计算， V 带带轮基准直径系列见机械设计基础表 13-9 。则大带轮直径4 .176)02. 01 (90480960)1 (1212dnnd常按机械设计基础表 13-9 基准直径系列圆整后取。 2dmmd18024.4.4 验算带速带速太高会因离心力太大而降低带和带轮之间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时也降低带的疲劳强度，带速太低，所需有效拉力 F 大，要求带的根数多。带速计算式为 )/(52. 4)/(1000609609014. 3)/(10006011smsmsmndV式中，为小带轮转速，为带轮直径，带速合适。1n1d4.4.5 确定中心距和带的基准长度根据结构要求初定中心距。中心距小则结构紧凑，但小带轮上包角减小，带传0a动的工作能力降低，同时由于中心距小， V 带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤动。 初选中心距，符合 0.7( +) 2(+)mmdda405)( 5 . 12101d2d0a1d2d带长 021221004)()(22addddaL9 .12384054)90180()18090(214. 340522查机械设计基础p212 表 13-2，对 A 型带选用基准长度=1250mm。dL然后计算实际中心距44.41029 .12381250405200LLaad4.4.6 小带轮包角小带轮上的包角可按下式计算 ： 1a3 .57)(180121adda为使带传动有一定的工作能力，一般要求 120 （特殊情况允许 90 1a1a） 。如小于此值，可适当加大中心距 a ；若中心距不可调时，可加张紧轮。 1a包角合适。1204 .1673 .5744.410901801803 .5744.410180211dda4.4.7 单根 V 带的基本额定功率根据 V 带的型号，小基准直径，电机功率，查机械mmd901min/960rnw设计基础p215 表 13-4 得，单根 v 带基本额定功率kW52. 10p4.4.8 单根 V 带额功率增量查机械设计基础p217 表 13-6 得 P0=0.37kW4.4.9 确定带的根数 98. 293. 098. 0)37. 052. 1 (8 . 5)(00LacKKpppz小带轮包角修正系数，查机械设计基础p217 表 13-7 得aK98. 0aKV 带修正系数 查机械设计基础p212 表 13-2 得LK87. 0LK取 z=3 根。4.4.10 单根 V 带的预紧力 适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反之，初拉力过大，会使 V 带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心拉力的不利影响时，单根 V 带适当的预紧力为NqvzvPKFca26.35252. 412. 052. 4380. 5198. 05 . 250015 . 2500220其中计算功率cPZv 带根数VV 带带速度，m/s; 包角修正系数aKV 带每米长的质量，查机械设计基础p212 表 13-1，得.q12. 0q4.4.11 作用在带轮轴上的力2 .188324 .167sin26.352322sin200azFFr315124 .167sin26.352332sin300maxazFFr式中，是小带轮上的包角； z 是 V 带根数。 0a4.5 带传动的结构设计。4.5.1 V 带轮设计的要求设计 V 带轮应满足的要求有：又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要保证其动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为 3.2） ，以减少带的磨损；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。4.5.2 带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 HT150 和 HT200；转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成） ；小功率时可用铸铝或塑料。4.5.3 结构尺寸由于前面选取的电机型号为 Y132M2-6，查机械设计课程设计手册p168 表 12-3 可得，电机轴的直径 D=38，选择小带轮为实心式，大带轮为腹板式，材料选用灰铸铁带轮（HT200） 。5 齿轮传动的设计根据前面的计算数据，电机的转速为 n=960r/min,带传动的传动比，高速轴21i的转速，再根据设计要求，绞肉螺旋转速为 200r/min-400r/min,现取min/4801rn 240r/min，则总的传动比为,齿轮传动比为。4min/240min/9602rri2242带铰笼iii5.1 选择材料及确定许用应力考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。材料：查机械设计基础P166 表 11-1，选择小齿轮用 40Cr 表面淬火，齿面硬度为 48-55HRC, 接触疲劳极限 =1200Mpa, 弯曲疲劳=720 Mpa,大齿轮用1limH1FE40Cr 调质，齿面硬度为 250HBS，接触疲劳极限 =700MPa，弯曲疲劳 2limH2FE=600MPa，查机械设计基础p171 表 11-5，取 SH1，SF=1.25 Mpa1200Mpa112001lim1HHHSMpa700Mpa17002lim2HHHS MPa2 .403Mpa25. 17207 . 07 . 011FFEFSMPa336Mpa25. 16007 . 07 . 02FFEFS查机械设计课程设计手册P129（表 10-5）可初选齿轮按 9 精度等级制造。取载荷系数（机械设计基础P169 表 11-3） ，查机械设计基础P175（表1.3=K11-6）取齿宽系数=0.5。d5.2 小齿轮上的转矩mmNmmNPTn561611005. 148028. 51055. 91055. 9其中为带轮减速后的转速, 为高速轴的功率.n1P5.3 齿轮齿数的确定取齿数38219Z1921，Z5.4 初选取螺旋角螺旋角一般取，现初选螺旋角。208155.5 齿形齿根系数的确定齿形系数16.4215cos38,08.2115cos19Z323v1vZ查机械设计基础P173 图 11-8 得外齿轮齿形系数,45. 2,88. 221FaFaYY查机械设计基础P173 图 11-9 得外齿轮齿根修正系数68. 1,57. 121sasaYY5.6 模数的确定法向模数：mmmmYYZKTmFSaFadn51. 22 .40357. 188. 2195 . 015cos1005. 13 . 12cos2322531112121由机械设计基础P57 表 4-1 取3nm5.7 确定中心距 aa a 圆整后取 8952.8815cos233819cos221nmzz5.8 圆整后的中心距修正螺旋角=arcos271612.1689233819arcos221 amzzn5.9 齿轮相关参数的计算：5.9.1 计算大、小齿轮的分度圆直径mm5 .5972.16cos319cos11nmzdmm11972.16cos338cos22nmzd5.9.2 计算齿顶高 3namh5.9.3 计算齿根高 75. 3325. 125. 1nfmh5.9.4 全齿高 75. 6325. 225. 2nfamhhh5.9.5 顶隙 75. 0325. 025. 0nafmhhc5.9.6 齿顶圆直径 5 .65325 .59211aahdd12532119222aahdd5.9.7 齿根圆直径 5275. 325 .59211ffhdd5 .11175. 32119222ffhdd5.9.8 齿宽 取75.295 .595 . 0b1dd35b,30b125.10 计算齿轮的圆周速度v=10006011ndss/m49. 1/m1000604805 .5914. 3对照机械设计基础P168 表 11-2，选 9 级制造精度是合宜的5.11 验算齿面接触强度MPaMPaMPauubdKTZZZHHEH120097.8852125 .59301005. 13 . 1296. 05 . 2188121511225 .5974.48)120096. 05 . 2188(2125 . 01005. 13 . 12)(123253211mmmmZZZuuKTdHHEd 所以齿面接触强度合适其中，为材料弹性系数，由机械设计基础P171 表 11-4 取得，取EZ188EZ为节点区域系数，标准齿轮的 HZ5 . 2HZ为螺旋角系数，Z96. 072. 61coscosZu 为实际传动比5.12 验算齿根弯曲疲劳强度MPaMPaMPaYYmbdKTFSaFan2 .40358.19757. 188. 235 .59351005. 13 . 1221511F1 mmmmmmmmYYZKTmSaFadn3736. 172.16cos120057. 188. 2195 . 01005. 13 . 12cos2322532F211所以弯曲疲劳强度适合。5.13 大齿轮上的转矩mmNmmNPTn5622611098. 124097. 41055. 91055. 9其中为齿轮减速后的转速,为低速轴的功率.n22P5.14 验算齿面接触强度MPaMPaMPauubdKTZZZHHEH70031.608212119301098. 13 . 1296. 05 . 218812252222211925.86)70096. 05 . 2188(2125 . 01098. 13 . 12)(1232532222mmmmZZZuuKTdHHEd所以齿面接触强度合适其中，为材料弹性系数，由机械设计基础P171 表 11-4 取得，取EZ188EZ为节点区域系数，标准齿轮的 HZ5 . 2HZ为螺旋角系数，Z96. 072. 61coscosZu 为实际传动比5.15 验算齿根弯曲疲劳强度MPaMPaMPaYYmdbKTFSaFan33634.21757. 188. 23119301098. 13 . 12225222F2mmmmmmmmYYZKTmSaFadn306. 272.16cos33657. 188. 2385 . 01098. 13 . 12cos2322532F2222所以弯曲疲劳强度适合。5.16 齿轮及其齿轮副精度的检验项目（小齿轮）5.16.1 确定齿轮精度等级因该齿轮为减速器的传动齿轮，由互换性与测量技术P163 表 10-10 可以大致得出，齿轮精度在 811 之间，再根据小齿轮的圆周速度确定其精度等级。 ./49. 160100060100011smndndVww参考互换性与测量技术P163 表 10-11 可确定该齿轮为 9 级精度，则齿轮精度表示为 9GB/T10095.12.5.16.2 确定检验项目及其允许值分度圆直径，查互换性与测量技术P160 表 10-610-9，得单个.5 .591mmd 齿距极限偏差齿距累积总公差，齿廓总公差.023. 0mmfptmmFp076. 0. 螺旋线总公差 径向跳动公差.031. 0mmFa.034. 0mmF .061. 0mmFr5.16.3 确定齿轮副精度中心距极限偏差，根据中心距,查互换性与测量技术P155 表 10-1 得af89a，则mm2/ )9(ITfa0435. 089a5.17 齿轮及其齿轮副精度的检验项目（大齿轮）5.17.1 确定齿轮精度等级因该齿轮为减速器的传动齿轮，由互换性与测量技术P163 表 10-10 可以大致得出，齿轮精度在 811 之间，再根据小齿轮的圆周速度确定其精度等级。 ./495. 16010006010002222smndndV参考互换性与测量技术P163 表 10-11 可确定该齿轮为 9 级精度，则齿轮精度表示为 9GB/T10095.12.参考互换性与测量技术P163 表 10-11 可确定该齿轮为 9 级精度，则齿轮精度表示为 9GB/T10095.12.5.17.2 确定检验项目及其允许值分度圆直径，查互 换性与测量技术P160 表 10-610-9，得单.1192mmd 个齿距极限偏差齿距累积总公差，齿廓总公差.023. 0mmfptmmFp076. 0. 螺旋线总公差 径向跳动公差.031. 0mmFa.034. 0mmF .061. 0mmFr5.17.3 确定齿轮副精度5.17. .3.1 中心距极限偏差af根据中心距,查互换性与测量技术P155 表 10-1 得，则89a2/ )9(ITfamm0435. 089a6 轴的设计6.1 高速轴 I 的设计6.1.1 高速轴 I 直径的确定d轴 I 传递功率，转速；选用 45 钢，查kwp28.5min480 rn机械设计基础P245 表 14-2， 45 钢许用扭切应力，则最小轴径 MPa30mmnpd97.2548028. 5302 . 01055. 92 . 01055. 96363式中为许用扭切应力，MPa，为高速轴 I 轴传递的功率，p为高速轴 I 的转速。n(在轴上开有键槽时，应增大轴径以补偿键槽对轴强度的削弱，一般一个键槽增大 3%;两个键槽增大 7%)取mmd286.2 低速绞笼轴的设计6.2.1 高速轴直径的确定低速绞笼轴传递功率，转速；选用kwp92.4min240 rn45 钢，查机械设计基础P245 表 14-2，可知 45 钢许用扭切应力，则 MPa30最小轴径mmnpd8 .2524092. 4302 . 01055. 92 . 01055. 96363式中为许用扭切应力，MPa，为低速绞笼轴轴传递的功率，p为低速绞笼轴的转速。该轴一个键槽，为空心轴。n(在轴上开有键槽时，应增大轴径以补偿键槽对轴强度的削弱，一般一个键槽增大3%;两个键槽增大 7%，空心轴增大 20%)取，依据结构，设计如图 6-1mmd28图 5 高速轴Fig.5 high-speed axis6.2.2 作用在低速轴上大齿轮的力大齿轮上的作用力圆周力：NdTFt73.33271191098. 122522径向力：NFFtr77.126012.16cos20tan73.3327costan轴向力：NFFta76.96112.16tan73.3327tan6.2.2.1 垂直面的支承反力 NLLFdFFraV194016026077.1260211976.9612221NNFFFrVV85.18140)77.126062.19401(126.2.2.2 水平面的支承反力NFFFtHH87.168273.33272216.2.2.3 绘制垂直面的弯距图（图 6）mNLFMVaV5 .54422526085.1814022 mNLFMVaV6 .58204826062.19401216.2.2.4 绘制水平面弯矩图（图 c）mNLFMHaH506626087.168216.2.2.5 合成弯矩图（d）考虑到最不利的情况，把直接相加aHaVaFMMM22与aHaVaMMM2254424950665 .5442252222aHaVaMMMN5820705066582048226.2.2.6 轴传递的转矩（图 e）mNdFTt197999211973.3327226.2.2.7 危险截面的当量弯矩由图可以看出 a-a 截面最危险，其当量弯矩为取折合系数=0.6 图 6 轴的受力分析22)( TMMae Fig.6 axial force analysis557064)1979996 . 0(54424922eM6.2.2.8 计算危险截面处轴的直径6.2.2.8 轴材料选用 45 钢，调质处理，由机械设计基础表 14-3 查得，则MPab601，取28.45601 . 05570641 . 0331 beMdmmd50依据结构，设计如图 6-1图 7 低速轴Fig.7 low-speed axial7 键连接的选择及校核计算表 3 键的工作参数Tab.3 key parameters代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nmm）极限应力（MPa）高速轴108502850851005. 190128305030851098. 190低速轴10810038100851098. 140 905 .37508281005. 1445ppdhlT 9066308501098. 1445ppdhlT 408 .131008381005. 1445ppdhlT由于键采用静联接，冲击，所以上述键皆安全。8 绞刀设计绞刀设计 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。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其值为： （）Ismnv/30000Rr式中：刀片刃部任一点的线速度 ms；v n刀片的旋转速度（240r/min） ； 刀片刃部任一点至旋转中心的距离 40mm； r刀刃起始点半径（mm） ； R刀刃终止点半径（mm） ；图 8 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布Fig.8 cutter slice schematic stage and each leaf blade on the velocity distribution8.1 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） V所以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。一般绞肉时刀刃切割肉的线速度在 20 一 70nmin，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。r根据前面的公式得： 3vn30000由原始数据十字刀片的转速 n240r/min当时， ，minsmmvr/31min/20mmv26.133124030000当时， ，minRsmmvr/167. 1min/70mmRR44.46167. 124030000 圆整后取:r=15mm R=45mm8.2 刀片的结构 刀刃的前角: 其值为： 因为刀刃与隔板的摩擦力为：整理得：式中：F绞肉时任一与隔板基础的刀刃上的切割力刀片绞肉是肉的剪切抗力刀刃与隔板的摩擦系数肉备件切实与前刀面的摩擦系数刀片的前角肉被切割是作用于前刀面的压力由于式中：肉的抗剪应力与肉的质地有关肉被剪切的面积，与隔板的网眼直径有关刀刃的后角刀刃后角的目的：一是见效厚道免于网眼板得表面摩擦二是前角不变的情况下增大后角能是刀刃锋利刀片磨损后将使刀刃变钝，是肉在绞肉过程中变形能增加，同事由于磨损后刀片的后角基本为零，加大了刀片与网眼板得摩擦，两者都是绞肉过程中产生的热量增多。根据铰刀的一些经验数据，得出绞刀的结构图（图 8-8），此绞刀的特点：1、 后角取 ，刀片的寿命较长；42、 前角取 ，以减小绞肉所需的力及功率； 203、 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 9 4 刃绞刀Fig. 9 4 edge reamer9 生产能力分析生产能力分析9.1 绞刀的切割能力切刀的切割能力，可用下式计算：)/(46022hcmZhDnF式中：绞刀切割能力（ ）；Fhcm /2 绞刀转速（r/min ）;240r/minn 挤肉样板外径（mm）；100mmD 孔眼总面积与样板面积之比， 57. 078505 .4474 Z绞刀刃数； 49.2 绞肉机的生产能力生产能力 G（kg/h）：AFFG1 式中：被切割 1kg 物料的面积，其值与孔眼直径有关（ ）；1Fhcm /2 绞刀切割能力利用系数，一般为 0.70.75；A9.3 功率消耗功率消耗 N 可用下式计算： )(kwGWN式中：W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw h/kg）； 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 9-1 中推荐的值来选用。表 4 孔径与绞刀刀刃设计参数Tab.4 holes and reamer blade design parameters样板孔径 mm38、1016绞刀刃数842生产能力 kg/h8001000140010 联轴器的选择10.1 计算联轴器的计算转矩由于及其启动时的载荷和运转中可能出现的过载现象,所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩 T.计算转矩按下式计算mmNmmNPTn561611005. 148028. 51055. 91055. 9T2=T1KA=178.50所以选择的型号从 GB4323_84 中查得 TL6 型弹性套柱销联轴器适用11 设计总结漫长而又倍感充实的毕业设计阶段即将结束，通过这几个月的学习，我觉得自己的专业知识和独立思考问题的能力有了很大的提高，对我走向社会从事专业工作有着深远的影响。现在谈谈对本次毕业设计的认识和体会。首先，我感触最深的就是：三维图设计的重要性。这次设计中我做了许多重复性的工作，耽误了很多的时间，但是这些重复性的工作却增强了我的专业知识的熟悉，积累了很多设计经验，也用到了好多在公司实习时学到的东西，同时也得到一条经验，搞设计不能只在脑子里想它的结构，至少把三维图画出来，思考这样的设计将会带来什么好处与不足。其次，我学会了查阅资料和独立思考。当开始拿到毕业设计题目时，心里真的是一点头绪也没有，根本不知道从那里下手。特别是在公司实习那段时间，学校数据库进不去，很难查到相关资料，只能让同学帮我找，可是找到的都是一些肤浅的东西，于是我不得不离开公司，回到学校抓紧时间做，结合自己的构想，再利用自己所学过的专业知识技能，深入了解了机械传动原理及机械系统的设计方案。把设计示意图从构想阶段变为三维图实体阶段。我发现每一个设计都是一个创新、修改、完善的过程，在设计的过程中，运用自己所掌握的知识，发挥自己的想象力来搞好自己的设计，这个过程也是一个学习的过程。设计的完成，给了我很大的信心：我完全有能力利用自己所学过的知识和技能完成我并不熟悉的任务。在设计过程我更深切的体会到：独立自主是关键，互协作更重要。参考文献1 吴宗泽主编机械设计实用手册M第一版北京：化学工业出版社19992 濮良贵、纪名刚主编机械设计M第七版北京：高等教育出版社20013 张裕中主编食品加工技术装备M第一版北京：中国轻工业出版社20004 无锡轻工业学院编食品工厂机械与设备M第二版北京：轻工业出版社19855 胡继强主编食品机械与设备M第一版北京：中国轻工业出版社19996 李兴国主编食品机械学（下册）M第一版四川：四川教育出版社19927 中国农业机械化科学研究院编实用机械设计手册（下）M北京：中国农业机械出版社19858 成大先主编机械设计手册（第 4 卷）M第四版北京：化学工业出版社20029 苏 卡查科夫、 马尔切诺夫著食品机械制造工艺学M北京：机械工业出版社198410 张万昌主编热加工工业基础M第一版北京:高等教育出版社199711 马晓湘、钟均祥主编画法几何及机械制图M第二版华南理工大学出版社 199212 毛谦德、李振清主编袖珍机械设计师手册M第二版北京：机械工业出版社200213 徐学林主编互换性与测量技术基础M长沙：湖南大学出版社200814 任文斗主编机械运输设计选用手册（下册）M北京：化学工业出版社199915 吴宗泽主编机械设计课程设计手册M第 3 版北京：高等教育出版社200616 杨可桢、程光蕴 李仲生主编机械设计基础M第 5 版北京：高等教育出版社200117 沈再春主编.农产品加工机械与设备M.北京.中国农业出版社.1993.18 李良藻、汤楚宙主编. 农产品加工机械M.长沙：湖南教育出版社，1989.19 无锡轻工业学院主编. 食品工厂机械与设备 M.北京：中国轻工业版社，1993.20 崔大同主编. 果蔬加工机械M.北京：北京农业大学出版社，1993.21 第一机械工业部农业机械研究所.农业机械设计手册 M.北京：机械工业出版社，1972致致 谢谢本设