绞肉机设计.doc

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1、 扬州职业大学毕业设计 设计题目：绞肉机设计 院 系： 机械工程学院 专 业：机械制造及自动化 班 级： 08机械（5）班 姓 名： 王纪雷 学 号： 0801010532 指导教师： 高晨 完成时间： 2011年3月 目录第1章 绪论.4第2章 结构及工作原理.52.1绞肉机的结构.52.1.1送料机构.52.1.2切割结构.52.1.3驱动机构 .62.2绞肉机的工作原理.6第3章螺旋供料器的设计.73.1绞笼的设计.73.1.1绞笼材料.73.1.2螺旋直径.73.1.3螺旋供料器的转速.83.1.4螺旋节距 .83.2绞笼的设计.8第4章传动系统的设计.94.1电动机的选择.124.2

2、计算传动装置的运动和动力参数.124.3带传动设计.124.3.1设计功率.124.3.2选定带型.124.3.3确定带轮直径.124.3.4验算带速.134.3.5确定带的基准长度和传动中心距.134.3.6计算带的根数 .134.3.7计算初拉力 .134.3.8计算对轴的压力.144.4齿轮的设计.144.4.1选择齿轮材料及热处理.14442齿轮参数设计.144.5箱座、箱盖的设计.144.6齿轮和轴承的润滑.15第5章 轴的设计.165.1选取轴的材料和热处理的方法.165.2按钮转强度估算轴的直径.165.3联轴器的选择.175.4轴承的选择.175.5轴的结构设计.175.6轴的

3、强度计算.185.7轴承寿命计算.225.8选用键并校核.22第6章 绞刀的设计.236.1绞刀的设计.236.2刀刃的起讫位置.246.3刀刃的前角.256.4刀刃的后角.266.5刀刃的刃倾角.276.6刀刃上任一点位置上绞肉速度.276.7刀片的结构.28第7章 生产能力分析.317.1绞刀的切割能力.317.2绞肉机的生产能力.317.3功率消耗.31第8章 绞肉机三维建模.328.1Pro/ENGINEER简介.328.2绞笼的三维建模.328.3绞肉机的总装配图.37设计总结.40参考文献.41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

4、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，作为装备食品机械工业发展尤为迅猛。 食品工业的现代水平，在很大程度上依赖于食品机械的发展及其现代水平，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，以工艺的发展进一步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、斩拌机是最基本的加工机械，几乎所有的肉类加工厂都具备这3

5、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。与以往绞肉机不同的是绞肉机绞筒向下倾斜35，便于向下传送物料，同时方便清洗，同时在送料口装上盖子，防止物料飞溅出，同时避免灰尘进入，影响肉的质量。绞肉机 专业：机械设计制造及其自动化 学号：0801010532 名字：王纪雷指导教师：高晨第2章 结构及工作原理2.1绞肉机的结构 主要由送料机构、切割机构和驱

6、动机构等组成，如图21所示1.锁紧螺母 2.挤肉样板 3.绞刀 4.预切割板 5.机壳 6.绞笼 7.箱盖 8.挡油板 9.深沟球轴承 10.毡封油圈 11轴承端盖 12.螺钉 13.销14.联轴器 15.减速器绞肉机 16.大带轮 17.大带轮 18.螺栓 19.垫圈 20.带21.电动机 22.小带轮 23.机架 如图212.1.1送料机构 料斗机构包括料斗、绞笼和绞筒。其作用是输送物料前移到切割机构，并在前端物料进行挤压。2.1.2切割机构 切割机构包括挤肉样板、绞刀、旋盖。其作用是对挤压进入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

7、驱动机构 驱动机构包括电动机、皮带轮、减速器、机架。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，把物料连续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。格板有几种不同规格的孔眼，通常粗绞用直径为810毫米、细绞用直径35毫米孔眼。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是快些，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，及排料量一定，当供料螺旋转太快时

8、，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。装配或调换绞刀后，一定要把锁紧螺母旋紧，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，会损坏机器。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，因此这部分零部工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。第3章 螺旋供料器的

9、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。设计上采用一根变螺距、变根径的螺距，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313.1.1绞笼的材料 绞笼的材料为HT2003.1.2螺旋直径D=K*G/（p*c*&）=90mmG=生产能力，有原始条件得G=220kg/h；K物料综合特性系数；&物料的填充系数；P物料的堆积密度t/m3猪肉的为1.5；C与螺旋供料器倾角有关的系数；3.1.3螺旋供料器的转速由原始数据n=300r/min3

10、.1.4螺旋节距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，因此在绞的内壁上设计了8个止推槽，沿圆周均匀分布，绞筒内壁与绞笼之间的间隙要适当，一般为35mm。间隙太大会是物料倒流；间隙太小绞笼与绞筒内壁易碰撞。参照参考文献【5】。 绞筒的物料可选用铸铁，HT200。 如图32 绞笼 第4章 传动系统的设计由于绞笼只有一种转速，则从电动至绞笼的运动路线为定比传动，其总的传动比可利用带动、齿轮传动等机构逐渐减速后得到。绞笼的转速不易太高，因为传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，物料摩

11、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200400r/min比较适宜。本机选用300r/min。总传动比i= nm/n=1500/300=5，由传动比标准系列表查得：为使三角带传动的外廓尺寸不致过大，初步取i0=1.42, i1=3.52根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如下：电动机ID1/D2IIZ1/Z2III绞笼选择电动机型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，Y21006型电动机。 图414.1电动机的选择P=G*W/=300*0.005/0.75=1.44kw G绞肉机的生产能力，300kg/h W切割1kg物料耗用能量，其

12、值与孔眼直径有关，d小则w大，当d=3mm, 取w=0.005kw*h/kg 传动效率，取0.75 根据p=1.2kw, n=1500r/min4.2计算减速器传动装置的运动和动力参数 图42 1.计算各轴转速： I轴：n1=n/i0=1500/1.42=1056r/min II轴：n2=n1/i1=530/3.52=300r/min 绞筒轴：nw=n2=300r/min 2.各轴上的功率： I轴：P1=p*1=1.44*0.96=1.38kw II轴：P2=P*2*3=1.38*0.99*0.97=1.33kw 绞筒轴：Pw=P2*2*4=1.33*0.99*0.98=1.29kw 3.各轴

13、上的扭矩： 电动机：T0=9550*P/n=9550*1.2/750=7.54N*m I轴：T1=9550P1/n1=9550*1.38/1056=12.48N*m II轴：T2=9550*P2/n2=9550*1.33/300=42.34N*m 绞筒轴：Tw=9550*Pw/nw=9550*1.29/300=41.07N*m 轴名功率P(kw)转矩T(N*m)转速n(r/min)电动机轴1.27.541500I轴1.3812.481056II轴1.3342.34300绞筒轴1.2941.07300表41 4.3 带传动设计4.3.1设计功率Pd Pd=Ka*P,由参考文献【1】（P142），

14、式（917），；查表913（工作情况系数），（P142）,取Ka=1。Pd=1.2*1.2kw=1.44kw4.3.2选定带型 根据Pd和n1,由参考文献【1】（P142）查表98 V带带轮最小计算直径，选Z型普通V带。4.3.3确定带轮直径由参考文献【1】（P142）表97 V带带轮的基准直径系列，取小带轮基准直径D1=50mm传动比i0=1.42n2=n1/i=1500/1.42=528.17r/min 取n2=1056r/min大带轮的基准直径d2=i0*D1=1.42*50=71mm 取d2=75mm4.3.4验算带速 V=3.14D1*n1/(60*1000)=3.14*50*150

15、0/(60*1000)m/s=3.925m/s4.3.5确定带的基准长度和传动中心距 由0.7*（D1+D2）a02*(D2+D1)初定中心距 0.7*（50+75）a02*(50+75) 取a0=200mm 计算带的基准长度：Ld0=2a0+3.14/2（D1+D2）+(D2-D1) *2/4a2 =2*200+3.14/2(50+75)+(75-50) *2/4*200mm =597.03125由参考文献【1】(p129)，图193 V带基准长度，取Ld1=630mm 实际中心距 a=a0+(Ld1-Ld0)/2=200+(630-597.03125)/2 =217mm 4.3.6 计算带

16、的根数 Z=Pd/(P0+P1)Ka*Kl 由D1=50mm, n1=1500r/min, 查参考文献【4】表13119 P0=0.095kw 由i=1.5,n1=750r/min,查参考文献【4】表13119得 P0=1.70kw 由a1=178.9,查参考文献【1】(p145)表914 包角系数Ka=0.9978。 由参考文献【4】表13123带长修正系数，Ld=630mm得Kl=0.96 Z=1.44/(1.70+0)*0.96*0.9978=0.88 取z=1根4.3.7计算初拉力 由参考文献【1】（P146），式（923） F0=500*(2.5-Ka)Pd/ka*Z*V+q*v2

17、由参考文献【4】表13124，Z带型，q=0.06kg/m F0=500*(2.5-0.9918)*1.44/0.9978*1*1.96+0.06*1.962=553.2N4.3.8计算对轴的压力 Fq=2*Z*F0*sin(a1/2)=2*1*553.2*sin(178.9/2)N=1106.35N4.4齿轮的设计4.4.1选择齿轮材料及热处理方法 减速器为一般机器，没有特殊要求，从降低成本，减小结构尺寸和易于取材的原则出发，决定小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为217255HBS.大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为169217HBS。小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限小齿轮（217255HBS） 大

18、齿轮(169217HBS)HLiml=580Mpa FLim2=540Mpa SH=1 ,Sl=1（由参考文献【1】，表1112） Yx=1（由参考文献【1】，图1135）SH= HLim1/ SH=580Mpa SH= FLim2/Sl =540Mpa4.4.2齿轮参数设计（1）初选参数：选小齿轮齿数z=30大齿轮齿数z=30*3.52=105.6 取z=106（2）按接触强度设计： 2K*T*(U+1)*（ZE*ZH*Z/H）d1K载荷系数1.2；T小齿轮的名义转矩，N*mm；U齿轮比，u=大齿轮/小齿轮=36/20=1.8；d1分度圆直径；H许用应力，在强度计算时，取两轮最小；ZE材料弹

19、性系数189.8Mpa；ZH 节点区域系数2.2；Z重合度系数；Ea端面重合度； Z= Ea= 1.88-3.2(1/20+1/36) =1.82 Z=0.89 d1 =30.5mm(3)模数： m=d1/ Z1=30.5/30=1.06 取m=2mm(4)中心距： a=m*(Z1+Z2)/2=2*(30+106)/2=136mm(5)分度圆直径： d1=m*Z1=2*30=60mm d2=m*Z2=2*106=212mm(6)齿顶圆直径da： da1=(z+2ha)*m=(30+2*1)*2=64mm da2=(z+2ha)*m=(106+2*1)*2=216mm(7)齿根圆直径df： df

20、1=(Z-2ha-2c)*m=(30-2*2-2*0.25)*2=51mm df2=(Z-2ha-2c)*m=(106-2*2-2*0.25)*2=203mm(8)计算啮合力： 切向力：Ft=2000T1/d1=2000*12.48/40=476N 径向力：Fr=Ft*tana=476*tan20=174N 法向力：Fn=Ft/cosa=476/cos20=509N 图43(9)齿轮的*实际速度： V=d1*n1/60*1000=*40*1500/60*1000=3.14m/s4.5箱座、箱盖设计 箱座、箱盖的材料均用HT200铸造而成。其结构尺寸如下： 箱座壁厚： =（0.0250.030）

21、a8mm =0.025*136+1=4,取=8mm 箱盖壁厚:1=（0.80.85）*8mm 1=0.85*8=6.8mm，取1=8mm 箱座凸缘厚度： b=1.5=1.5*8=12mm 箱盖凸缘厚度： b1=1.51=1.5*8=12mm箱盖凸缘厚度： b2=2.5=2.5*8=20mm 地角螺栓直径： df=16mm 箱座箱盖连接螺栓直径： d1=0.75df=0.75*16=12mm 箱座、箱盖连接螺栓直径： d2=0.6*df=0.6*16=9.6mm 取d2=10mm 轴承端盖螺钉直径： d3=0.5*df=0.5*16=8mm 窥视孔螺钉直径： d4=0.3*df=0.3*16=4

22、.8mm取d4=6mm 箱座加强筋厚度： m0.85*=0.85*8=6.8mm,取m=8mm 箱盖加强筋厚度： m10.85*1=0.85*8=6.8mm,取m=8mm 4.6齿轮和轴承的润滑： 由于齿轮圆周速度v12m/s，因而采用浸油润滑。 减速器选用润滑油牌号：N46机械润滑油。 减速器传动所需用油量：对于单级传动，按每传递1kw的功率时，需油量V0=0.30.720L计算： V0=（0.350.70）*4=1.42.8L 故实际用油量V=2.5L第5章 轴的设计5.1选取轴的材料和热处理的方法绞肉机减速器是一般用途的减速器，所以轴的材料选用45钢，粗加工后进行调质处理，便能满足使用要

23、求，45钢经调质处理后，硬度为217255HBS,由参考文献【1】表117齿轮常用材料及其力学性能。5.2按扭转强度估算轴的直径轴的最小直径计算公式为： A*dminA(随材料而定的系数)=118106 表155轴常用材料的A值若在一个截面上有1个键槽时轴颈增大4%5%;若在一个截面上有2个键槽时轴颈增大7%10%。 轴I：d1min A*= (118107)* =16.2314.58mm 轴II：d2minA*= (118107)* =19.3817.41mm 绞笼轴：d3minA*= (118107)* =19.1917.24mm在I轴上，估取安装轴承处的轴颈d=28mm,安装皮带盘轴径d

24、=18mm,其余轴径尺寸由结构要求而定。在II轴上，估取安装轴承处的轴颈d=32mm,安装联轴器轴端轴径d=22mm,其余轴径尺寸由结构要求而定。5.3联轴器的选择减速器输出轴与滚筒轴采用弹性套销联轴器。T2=42.34N*m,由参考文献【4】表6250选用弹性 套销联轴器，型号为LT4联轴器GB/T43232002主要参数如下：许用最大扭矩：Tmax=63N*m许用最大转速：nmax=5700r/min主动端：d1=22mm， J1型轴孔38mm,A型键槽从动端：d1=22mm， J1型轴孔38mm,A型键槽5.4轴承的选择I轴：在I轴上，既作用着轴向力Fr,又作用着轴向力Fa,故选用圆锥滚

25、子轴承，型号329/28。其主要参数：d=22mm,D=45mm,T=12mm,B=12mmII轴：在II轴上，既作用着轴向 Fr,又作用着轴向力Fa,故选用圆锥滚子轴承，型号329/32。其主要参数：d=32mm,D=52mm,T=14mm,B=14mm5.5轴的结构设计：在I轴上，两端的轴承一处选用已初选用329/28型，与轴承配合的轴径为28mm,已轴肩作轴向定位，因此在安装小齿轮处的直径必须不小于22mm,但小齿轮的根圆直径只有31mm,故小齿轮应采用齿轮轴结构。在II轴上，两端的轴承一处选用已初选用329/29型，与轴承配合的轴径为32mm，一端已轴肩作轴向定位，齿轮从另一端装拆。轴

26、的结构设计主要有以下内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定。从轴段d1=28mm开始，逐步选取相邻轴段的直径。d2起定位作用，定位轴肩高度hmin可在（0.070.1）d范围内按经验选取，故d2+2h28*(1+2*0.07)=31.92mm。该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=33.5mm。d3与轴承内径配合，为便于轴承安装，故取d3=37.5mm,选定轴承型号7210C。d4与齿轮孔径配合。为了便于安装，按标准直径系列，取d4=42.5mm.。d5起定位作用，由h=(0.070.1)*42.5mm =2.954.25mm,取h=4mm,d5=47.5mm。d7与轴承配合，取

27、d7=d3=37.5mm。d6为轴承轴肩，取d6=45mm；与传动件配合的轴段长度一般略小于传动零件的轮毂宽度。锻造齿轮轮毂宽度B2=(1.21.5)*d4=(1.21.5)*42.5=5163.75mm,取B2=60mm,取轴段L4=58mm.联轴器LT4的J1型孔B1=38mm,取轴段L1=36mm.。与轴承配合的轴段长度如L7,查轴承宽度为12mm,取挡油板厚度为1mm,于是L7=13mm.一般情况下，齿轮端面与箱壁的距离2取1015mm;轴承端面与箱体内壁的距离3与轴承的润滑有关，油润滑时3=35mm,本题取3=5mm；分箱面宽度与分箱面连接螺栓的装拆空间有关，对于常用的M16普通螺栓

28、分，箱面宽l=5565mm。考虑轴承端盖螺钉至联轴器距离1=1015mm,初步取L2=34mm, L3=(2+3+2+12)=(10+2+5+12)mm=29mm，轴环宽度L5=8mm。5.6 轴的强度计算 以II轴为例，根据II轴的结构设计，取L2=82mm, L/2=41mm,由前面4.2节计算可知：T2=42.34N*m,Ft=476N,Fx=174N,Fa=509N 5.6.1根据轴系部件结构图，作出轴系空间力图。(如图51b) （a）n2ABFr2Fa2Ft2 (b) Fr2RBV Mv1Fa2 Mv2 (C) RAHRBH MH (d)M1M2 (e) aT2 (f)Mc1Mc2 (g)图51 5.6.2作出II轴垂直平面受力图，求支反力RAv、RBv,绘弯矩图(如图51C) RBv=(Fa*da/2+L/2*Fr/2)/L =(509*33.5/2+41*174)/82=744.96N RAv=RBv-Fr=744.96-174=570.96N