小型絞肉機的設計畢業(yè)論文

1、目 錄 摘要.3 abstractabstract.4 第 1 章 緒 論.5 第 2 章 我國肉制品的生產(chǎn)加工與發(fā)展趨勢.6 2.1、 我國肉制品加工現(xiàn)狀.6 2.2.我國肉制品的發(fā)展趨勢.6 第第 3 3 章章結結 構構 及及 工工 作作 原原 理理.9 3.1 絞肉機的結構.9 3.1.1 送料機構.9 3.1.2 切割機構.9 3.1.3 驅動機構.9 3.2 絞肉機的工作原理.10 第 4 章 螺旋供料器的設計.10 第 4 章 螺旋供料器的設計.11 4.1 絞籠的設計.11 4.1.1 絞籠的材料.11 4.1.2 螺旋直徑.11 4.1.3 螺旋供料器的轉速.12 4.1.4

2、螺旋節(jié)距.12 4.2 絞筒的設計.12 第 5 章 傳動系統(tǒng)的設計.13 5.1 電機的選擇.13 5.2 帶傳動的設計.14 5.2.1 確定計算功率 d p .14 5.2.2 選定 v 帶的帶型.14 5.2.3 確定帶輪的基準直徑 d d 并驗證帶速v.14 5.2.4 傳動比.15 5.2.5 確定 v 帶的中心距 0 a 和基準長度 0 d l .15 5.2.6 驗算小帶輪上的包角 1 .15 5.2.7 計算帶的根數(shù) z.16 5.2.8 計算單根 v 帶的初拉力的最小值.16 5.2.9 計算壓軸力 f .16 5.2.10 帶輪的結構和尺寸.17 5.3 齒輪傳動設計.1

3、7 5.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).17 5.3.2 按吃面接觸強度設計.18 5.3.3 按照齒根彎曲強度設計.20 5.3.4幾何尺寸計算.21 5.3.5 校核齒面接觸強度.22 5.3.6 校核齒根彎曲強度.24 5.3.7 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算（大齒輪）.26 5.4 軸的設計.27 5.4.1 選擇軸的材料.27 5.4.2 估算軸端直徑.27 5.4.3 軸的機構設計.27 5.4.4 軸上載荷的分析.28 5.4.5 按彎矩合成應力校核軸的強度.29 5.4.6 精確校核軸的疲勞強度.29 第 6 章 絞 刀 設 計.34 6.1 絞刀的設計.34 6

4、.1.1 刀刃的起訖位置.35 6.1.2 刀刃的前角.36 6.1.3 刀刃的后角.37 6.1.4 刀刃的刃傾角.38 6.1.5 刀刃上任一點位量上絞肉速度.39 6.1.6 刀片的結構.40 第 7 章 生產(chǎn)能力分析.42 7.1 絞刀的切割能力.42 7.2 絞肉機的生產(chǎn)能力 g.42 7.3 功率消耗 n.42 第第 8 8 章章 絞肉機的維護與保養(yǎng)絞肉機的維護與保養(yǎng).44 8.1 絞肉機生銹去銹的方法.44 8.2 絞肉機的使用方法.44 8.3 絞肉機操作規(guī)程.45 設計總結.46 參考文獻.47 小型絞肉機的設計 摘要 本文論述了肉類加工機械絞肉機的工作原理、主要技術參數(shù)、傳

5、動系統(tǒng)、典型零件的結 構設計及生產(chǎn)能力分析。絞肉機是肉類加工企業(yè)在生產(chǎn)過程中，將原料肉按不同工藝要 求加工規(guī)格不等的顆粒狀肉餡，以便于同其它輔料充分混合來滿足不同產(chǎn)品的需求，工 作時利用轉動的切刀刃和孔板上孔眼刃形成的剪切作用將原料肉切碎，并在螺桿擠壓力的作 用下，將原料不斷排出機外?？筛鶕?jù)物料性質和加工要求的不同，配置相應的刀具和孔板， 即可加工出不同尺寸的顆粒，以滿足下道工序的工藝要求。 關鍵詞：關鍵詞：絞肉機，擠肉樣板，絞刀，絞籠 abstractabstract this paper discusses the meat processing machinery - stage wor

6、k principle, main technical parameters, transmission system, typical parts of a structure design and production capacity analysis. meat processing enterprise in stage is production process, will according to different technical requirements of raw meat processing specifications vary granular meat, i

7、n order to fully mixing with other materials to satisfy the need of product, work with rotating cutting edge and orifice plate on formation of shearing action blade pounded the meat materials will be in screw extrusion pressure, and under the influence of raw material continuously eduction, cake lay

8、er. according to the material properties and processing requirements, configured with different cutting tools and orifice plate, can work out different size particles next working procedure, to meet the technological requirements key words: meat chopper ，reamer 第第 1 1 章章 緒緒 論論 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展和人民生活水平的提高，人民

9、對食品工業(yè)提出了更高的要求?，F(xiàn)代食 品已朝著營養(yǎng)、綠色、方便、功能食品的方向發(fā)展，且功能食品將成為新世紀的主流食品。食 品工業(yè)也成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，作為裝備食品工業(yè)的食品機械工業(yè)發(fā)展尤為迅猛。 2008 年食品工業(yè)成為當年制造業(yè)應對全球金融危機中綻放出的一朵“奇葩” 。2008 年我國 制造業(yè)面臨全球金融危機的巨大考驗，食品工業(yè)的突出表現(xiàn)表明，我國的食品工業(yè)在擴大內(nèi)需 中發(fā)揮的作用是巨大的，而且還有著很大的發(fā)展?jié)摿Α?當前中國食品工業(yè)還是以農(nóng)副食品原料的初加工為主，精細加工的程度比較低，正處于成 長期。食品行業(yè)為完全競爭行業(yè)，集中度較低，中小企業(yè)比例高，技術水平低，同質化嚴重， 價格競爭激

10、烈，利潤空間狹小，隨著行業(yè)整合及行業(yè)成熟度的提高，行業(yè)利潤向大企業(yè)迅速集 中，行業(yè)龍頭企業(yè)將擔當起行業(yè)資源整合的重任。 農(nóng)業(yè)是食品業(yè)發(fā)展的基礎，農(nóng)產(chǎn)品的加工程度決定著食品業(yè)的規(guī)模和競爭力。目前發(fā)達國 家農(nóng)產(chǎn)品加工產(chǎn)值與農(nóng)業(yè)產(chǎn)值之比是 31，中國僅為 051；發(fā)達國家深加工用糧占糧食總 產(chǎn)量的比重在 70以上，中國只有 8；發(fā)達國家農(nóng)產(chǎn)品加工程度在 80以上，中國不足 50。這既是差距，也是潛力之所在。根據(jù)“十一五”食品工業(yè)的發(fā)展趨勢，今后中國食品市 場將朝著方便、快捷化；營養(yǎng)、保健化；多樣化、功能化、安全化的方向發(fā)展，消費檔次將逐 漸提高。未來國際食品市場競爭的核心將集中在加工業(yè)的規(guī)模和科技水

11、平方面，即通過實現(xiàn)規(guī) 模經(jīng)濟和提高核心競爭力來爭奪更大的市場份額。 食品工業(yè)的現(xiàn)代化水平，在很大程度上依賴于食品機械的發(fā)展及其現(xiàn)代化水，離開現(xiàn)代儀 器和設備，現(xiàn)代食品工業(yè)就無從談起。食品工業(yè)的發(fā)展是設備和工藝共同發(fā)展的結果，應使設 備和工藝達到最佳配合，以設備革新和創(chuàng)新促進工藝的改進和發(fā)展，以工藝的發(fā)展進一部促進 設備的發(fā)展和完善。兩者互相促進、互相完善，是使整個食品工業(yè)向現(xiàn)代化邁進的必要條件。 在肉類加工的過程中，切碎、斬拌攪拌工序的機械化程度最高，其中絞肉機、斬拌機、攪 拌機是最基本的加工主械.幾乎所有的肉類加工廠都具備這 3 種設備。國內(nèi)一些大型肉類加工廠 先后從西德、丹麥、瑞士、日本等

12、引進了先進的加工設備，但其價格十分昂貴。目前中、小型 肉類加工企業(yè)所使用的大部分設備為我國自行設計制造的產(chǎn)絞肉機是為中、小型肉類加二企業(yè) 所設計的較為理想的、絞制各種肉餡的機械，比如生產(chǎn)午餐肉罐頭和制造魚醬、魚圓之類的產(chǎn) 品，它將肉可進行粗、中、細絞以滿足不同加工工藝的要求，該機亦可作為其他原料的擠壓設 備。 第第 2 2 章章 我國肉制品的生產(chǎn)加工與發(fā)展趨勢我國肉制品的生產(chǎn)加工與發(fā)展趨勢 隨著我國人民生活水平的提高和經(jīng)濟條件的改善，在消費水平和消費觀念上有了新的變化， 消費者出于自身健康的關心對肉類制品提出更高的要求。 我國肉制品的產(chǎn)量近年來雖有很大的發(fā)展，但是，總的來說我國肉類的人均消費量

13、，特別 是熟肉制品的消費量還是很低，尤其是經(jīng)濟較為落后的中小城市和廣大的農(nóng)村地區(qū)。因此，肉 類生產(chǎn)和肉制品生產(chǎn)仍然是我們較為長期的任務。 2.1、 我國肉制品加工現(xiàn)狀 我國肉制品可以分為兩大類，一類是中國傳統(tǒng)風味的中式肉制品，約有 500 多個名、特、 優(yōu)產(chǎn)品，其中一些產(chǎn)品，如金華火腿、廣式臘腸、南京板鴨、德州扒雞、道口燒雞等傳統(tǒng)名特 產(chǎn)品，早已經(jīng)蜚聲國內(nèi)外。另一類是西式肉制品，它在中國只有 150 年的歷史，有香腸類、火 腿類、培根類、肉糕類、肉凍類等。 目前我國規(guī)模以上肉類加工企業(yè)有 3728 個，擁有資產(chǎn) 498 億元，從業(yè)人員 47.46 萬人，工 程技術人員 3 萬余人，固定資產(chǎn)在

14、1000 萬元以上的有 120 多家，出口注冊廠 200 多家，獲進出 口經(jīng)營權的企業(yè) 36 家。自 20 世紀 80 年代以來，我國 21 個省市 200 多個企業(yè)先后從德國、荷 蘭、法國、奧地利、意大利、美國等引進肉類屠宰加工設備 200 多臺，其中引進的西式灌腸生 產(chǎn)線 47 條，西式火腿腸生產(chǎn)線 30 多條，還有肉制品加工檢測儀器等。到 2001 年，我國生產(chǎn)加 工肉類制品 270 萬 t 左右，占肉類總產(chǎn)量的 4.26%左右，品種約有 500 余種。主要肉制品有腌臘、 醬鹵、熏烤、干制、油炸等中式肉制品和西式肉制品，其中西式制品已占份額的 50%以上，火 腿腸產(chǎn)量達 60 多萬 t，

15、占肉制品產(chǎn)量的 1/3。在肉制品產(chǎn)量增加的同時，肉類產(chǎn)品質量也在發(fā)展 中得到了不斷的提高。 2.2.我國肉制品的發(fā)展趨勢 隨著我國市場經(jīng)濟的發(fā)展，生活水平向小康邁進及與國際市場接軌，我國肉制品的生產(chǎn)與 消費將保持持續(xù)發(fā)展的勢態(tài)。據(jù)有關部門的預測，到 2010 年我國的人口達到 14 億，全國人均 收入將比 2004 年的水平上提高一倍，肉類消費水平將提高一倍，肉類消費每年平均遞增 3%- 5%。肉制品產(chǎn)量將增加一倍（由 200 萬 t 發(fā)展到 400 萬 t） 。可見，我國的肉制品需求總量增長 的前景廣闊，潛力巨大。這多我國肉制品的發(fā)展來說絕對是一次不可多得的良機。我國肉制品 將向著多樣化、營

16、養(yǎng)化、方便化方向發(fā)展。 1 中國傳統(tǒng)肉類制品走向現(xiàn)代化 中國傳統(tǒng)風味肉禽制品是我國人民幾千年來制作經(jīng)驗和智慧的結晶，是中國也是世界珍貴 的飲食文化遺產(chǎn)的重要組成部分，它經(jīng)歷數(shù)千年的長盛不衰，證明它有著廣泛的民眾基礎，蘊 藏著巨大的生命力，它曾為中華名族帶來過光彩和榮耀。但是目前，我們自己卻守著這一寶庫 而很少發(fā)掘、利用，把注意力都投到西式肉品上。這在發(fā)展初期是可以理解的，也是必要的。 因為引進西式肉制品加工計時與設備的同時，也引進新的科學理念，新的方法。但隨著肉制品 市場的發(fā)展，消費者難以滿足于風味缺乏變化的西式肉制品。因此，我國的肉類科技工作者及 相關專家，從現(xiàn)在起應將注意力轉移或調整，通過

17、發(fā)掘和精選中國傳統(tǒng)風味肉制品的加工工藝 技術與之進行“整合” 、 “交聯(lián)” ，著手于中式肉制品的加工工藝和設備的開發(fā)，使其在營養(yǎng)成分、 包裝及貨架期等方面體現(xiàn)時代氣息，并適合大規(guī)模工業(yè)化生產(chǎn)，吧產(chǎn)品推向國際市場。 2 增加西式肉制品的品種 西式肉制品中有很多被歐美各國人民所喜好的品種，除在我國已流行的各類香腸、火腿腸 等得到推廣和普及，已成為我國肉制品消費的主導產(chǎn)品。然而還有許多類型的西式肉制品正在 被認識或尚未認識，如培根類、色拉米香腸類、波馬類、肉糕類、肉串類等，為了滿足消費者 不同嗜好，生產(chǎn)多品種、富營養(yǎng)的西式肉制品非常必要。 3 發(fā)展低溫肉制品 我國肉制品生產(chǎn)中以高溫加熱的火腿腸為主要

18、產(chǎn)品，多達 4.多萬 t，占腸類制品的絕大部分。 高溫加熱、貨架期較長，可以在高溫下存放半年之久，故可不依賴冷藏鏈而進行儲藏、運輸和 銷售，它特別適合我國當前國情，尤其是廣大農(nóng)村地區(qū)和尚不具備冷藏鏈的中小城市。但經(jīng)過 高溫加熱后的產(chǎn)品風味、口感、營養(yǎng)等質量方面會受到較多的損失。據(jù)悉，一種在美國逐漸興 起的低溫肉制食品有望取代傳統(tǒng)的高溫火腿、香腸等肉制品。這種低溫肉制品的特點是：改變 傳統(tǒng)的蒸煮加工方式，將精肉經(jīng)過松軟處理后，在 75-90低溫下蒸煮。因此可基本保留肉類蛋 白質、氨基酸、維生素、礦物質等營養(yǎng)成分以及肉類完整的纖維組織，肉類細嫩，口感好。這 種低溫肉制品食品在西方發(fā)達國家已經(jīng)流行

19、60 多年了，雖然我國在這方面起步較晚，但其作為 一種技術含量很高的營養(yǎng)食品，在我國有著廣泛的市場前景。 4 發(fā)展禽肉制品 由于家禽的飼養(yǎng)周期短、飼料轉換率高、其肉又是一種蛋白質含量高、脂肪含量低的頭類， 加工（剝離分布在皮下的脂肪）可制成幾乎不含脂肪的肉制品，不僅能滿足大眾的需求，而且 也能滿足特殊人群（冠心病人群或者老年人）的需求。 目前，中國家禽肉的總產(chǎn)量已經(jīng)超過 1000 萬 t，占肉類總產(chǎn)量的 18.2%。家禽肉制品由于 健康和價格方面的原因，很受消費者青睞。大力發(fā)展禽肉制品不僅能滿足人們的需求，而且也 能極大的促進畜禽業(yè)的發(fā)展。 5 保健肉制品悄然崛起 隨著社會的發(fā)展，人們愈來愈認

20、識到飲食與健康的關系，擁有健康又是人類永恒的追求。 人們在吃飽吃好的同時，努力追求具有高質量和功能性兼具的食品。因此，市場隨之涌現(xiàn)各類 獨具特色的功能食品。肉制品種類也百花爭艷、紛繁眾多的食品中不甘寂寞。功能項肉制品 （如低脂、低膽固醇肉制品、低鈉鹽肉制品、低硝酸鹽肉制品、含膳食纖維肉制品、復合功能 肉制品）具有調節(jié)人體生理機能，又具有營養(yǎng)功能和感官功能，能滿足特殊人群的需要，輕松 享受美味與健康。 因此基于我國肉制品的發(fā)展形勢，更行絞肉機設備成為一種勢不可擋的趨勢，同時也是很 有必要和意義的工程。 第第 3 3 章章結結 構構 及及 工工 作作 原原 理理 3.1 絞肉機的結構絞肉機的結構

21、絞肉機主要由送料機構、切割機構和驅動機構等組成，如圖 21 所示。 圖 21 絞肉機結構 1.機架 2.絞刀 3. 擠肉樣板 4.旋蓋 5.紋筒 6.絞籠 7.料 斗 8.減速器 9.大皮帶輪 10.電機 11.三角帶 12.小皮帶 輪 3.1.13.1.1 送料機構送料機構 包括料斗 7、絞籠 6 和絞筒 5。其作用是輸送物料前移到切割機構，并在前端對物料進行擠 壓。 3.1.23.1.2 切割機構切割機構 包括擠肉樣板 3,絞刀 2,旋蓋 4。其作用是對擠壓進人樣板孔中的物料進行切割.樣板孔眼規(guī) 格有多種，可根據(jù)不同的工藝要求隨時旋下旋蓋進行更換。 3.1.33.1.3 驅動機構驅動機構

22、包括電機 10、皮帶輪 9、12、減速器 8、機架 i 等 3.23.2 絞肉機的工作原理絞肉機的工作原理 工作時，先開機后放料，由于物料本身的重力和螺旋供料器的旋轉，把物連續(xù)地送往絞刀 口進行切碎。因為螺旋供料器的螺距后面應比前面小，但螺旋軸的直徑后面比前面大，這樣對 物料產(chǎn)生了一定的擠壓力，這個力迫使已切碎的肉從格板上的孔眼中排出。 用于午餐肉罐頭生產(chǎn)時，肥肉需要粗絞而瘦肉需要細絞，以調換格板的方式來達到粗絞與 細絞之需。格板有幾種不同規(guī)格的孔眼，通常粗絞用之直徑為 810 毫米、細絞用直徑 35 毫 米的孔眼。粗絞與細絞的格板，其厚度都為 1012 毫米普通鋼板。由于粗絞孔徑較大，排料較

23、 易，故螺旋供料器的轉速可比細絞時快些，但最大不超過 400 轉/分。一般在 200400 轉/分。 因為格板上的孔眼總面積一定，即排料量一定，當供料螺旋轉速太快時，使物料在切刀附近堵 塞，造成負荷突然增加，對電動機有不良的影響。 絞刀刃口是順著切刀轉向安裝的。絞刀用工具鋼制造，刀口要求鋒利，使用一個時期后， 刀口變鈍，此時應調換新刀片或重新修磨，否則將影響切割效率，甚至使有些物料不是切碎后 排出，而是由擠壓、磨碎后成漿狀排出，直接影響成品質量，據(jù)有些廠的研究，午餐肉罐頭脂 肪嚴重析出的質量事故，往往與此原因有關。 裝配或調換絞刀后，一定要把緊固螺母旋緊，才能保證格板不動，否則因格板移動和絞刀

24、 轉動之間產(chǎn)生相對運動，也會引起對物料磨漿的作用。絞刀必須與格板緊密貼和，不然會影響 切割效率。 螺旋供料器在機壁里旋轉，要防止螺旋外表與機壁相碰，若稍相碰，馬上損壞機器。但它 們的間隙又不能過大，過大會影響送料效率和擠壓力，甚至使物料從間隙處倒流，因此這部分 零部件的加工和安裝的要求較高。 絞肉機的生產(chǎn)能力不能由螺旋供料器決定，而由切刀的切割能力來決定。因為切割后物料 必須從孔眼中排出，螺旋供料器才能繼續(xù)送料，否則，送料再多也不行，相反會產(chǎn)生物料堵塞 現(xiàn)象。 第第 4 4 章章 螺旋供料器的設計螺旋供料器的設計 4.1 絞籠的設計絞籠的設計 絞籠的作用是向前輸送物料，并在前端對肉塊進行擠壓。

25、如圖 31 所示，設計上采用一根 變螺距、變根徑的螺旋，即螺距后大前小，根徑后小前大，這樣使其絞籠與絞筒之間的容積逐 漸減小實現(xiàn)了對物料的擠壓作用。 絞籠前端方形軸處安裝絞刀，后端面上安裝兩個定位鍵與其主軸前端面上鍵槽配合，以傳 遞動力。 r5 30 10 2020 24 30 40 80 70 80 554080105130 1.6 577.29 節(jié)節(jié)t節(jié)130 2.5 105 圖 31 絞籠 4.1.14.1.1 絞籠的材料絞籠的材料 絞籠的材料選為 ht200 4.1.24.1.2 螺旋直徑螺旋直徑 0.136 m 取 d160mm5 . 2 c g kd g生產(chǎn)能力,由原始條件得 g1

26、t/h k物料綜合特性系數(shù),查表 1-16 得 k0.071 -物料得填充系數(shù)查 b4 表 116 得0.15 物料的堆積密度 t/m 豬肉的為 1.5t/m 33 c與螺旋供料器傾角有關的系數(shù)，查 b4 表 115 得 c1 4.1.34.1.3 螺旋供料器的轉速螺旋供料器的轉速 由原始資料 n326r/min 4.1.44.1.4 螺旋節(jié)距螺旋節(jié)距 實體面型螺旋的節(jié)距 td 4.24.2 絞筒的設計絞筒的設計 由于肉在絞筒內(nèi)受到攪動，且受擠壓力的反作用力作用，物料具有向后倒流的趨勢，因此在 絞籠的內(nèi)壁上設計了 8 個止推槽.沿圓周均勻分布，如圖 32 所示 絞筒內(nèi)壁與絞籠之間的間隙要適當，

27、一般為 3-5mm。間隙太大會使物料倒流;間隙太小絞籠與絞 筒內(nèi)壁易碰撞。 絞筒的物料可選用鑄鐵，選 ht200 圖 32 絞筒 第第 5 5 章章 傳動系統(tǒng)的設計傳動系統(tǒng)的設計 由于絞籠只有一種工作轉速，則從電機至絞籠的運動路線為定比傳動，其總的傳動比可利 用帶傳動、齒輪傳動等構機逐級減速后得到。 絞籠的轉速不易太高，因為輸送能力并不是隨轉速增加而增加。當速度達到一定值以后， 效率反而下降，且速度過高，物料磨擦生熱，出口處的壓力升高，易引起物料變性，影響絞肉 質量，因此絞籠的轉速一般在 200 一 400r/min 比較適宜。在本機選用 326r/min。 1 4 . 4 326 1440

28、iii 總 由傳動比標準系列查 b2 表 21 初步取1.76 2.5 0 i 1 i 根據(jù)選用的電機和絞籠轉速要求設計傳動路線如下： 5.15.1 電機的選擇電機的選擇 p=4(kw) wg g絞肉機的生產(chǎn)能力，1000kg/h w切割 1kg 物料耗用能量，其值與孔眼直徑有關，d 小則 w 大，當 d3mm， 取 w0.0030kw.h/kg。 （查 b5p） 75 傳動效率，取 0.75 所以根據(jù) p4kw，n1500r/min，查2表 12-1 選用 y112m-4，再查2表 12-3 得 y112m-4 電機的結構。 圖 4-1 y112m-4 電動機的外觀圖 5.25.2 帶傳動的

29、設計帶傳動的設計 5.2.15.2.1 確定計算功率確定計算功率 d p kwpkp ad 8 . 442 . 1 工作情況系數(shù)，查3表 87 查得工作情況系數(shù)1.2 a k a k p所需傳遞的額定功率，如發(fā)動機的額定功率或名義的負載功率，kw。 5.2.25.2.2 選定選定 v v 帶的帶型帶的帶型 根據(jù)和查3圖 810 取普通 v 帶 a 型，小帶輪轉速，為 1440r/min d p 1 n 1 n 5.2.35.2.3 確定帶輪的基準直徑確定帶輪的基準直徑并驗證帶速并驗證帶速 d d v 1）由3表 8-6 和表 8-8 選定 100mm75r/min 1 d d min d d

30、2）驗算帶速。按3式（8-13）驗算帶的速度v smvsm nd v d /25/54 . 7 100060 1440100 100060 max 1 1 故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)3式（815a） ，計算大帶輪的基準直徑 2 d d cmdid dd 17610076 . 1 12 根據(jù)3表 8-8，圓整為=180mm 2 d d 5.2.45.2.4 傳動比傳動比 1.76 0 i 所以大帶輪的轉速為 2 n i n1 min/018.818 76 . 1 1440 r 5.2.55.2.5 確定確定 v v 帶的中心距帶的中心距和基準長度和基準長度 0 a 0 d l

31、1）根據(jù)3式（8-20） mmdda dd 280)(2 21 0 2）由3式（8-22）計算帶所需要的基準長度 0 2 0 4 )( )( 2 2 12 210 a dd ddal dd ddd 2804 80 280 2 2802 2 886mm 依3表 82 取 d l 900mm，即帶型為 a900 3）按3式（8-23）計算實際中心距 mm ll aa dd 287 2 886900 280 2 0 0 中心距的變化范圍為 274314mm。 5.2.65.2.6 驗算小帶輪上的包角驗算小帶輪上的包角 1 90 3 . 57180 12 1 a dd dd = 3 . 57 287

32、80 180 = 164 符合。 5.2.75.2.7 計算帶的根數(shù)計算帶的根數(shù) z z 1)計算單根 v 帶的額定功率 1 p 由和查3表（8-4a）得。mmdd100 1 min/1440 1 rn kwp32 . 1 1 根據(jù)和 a 型帶查3表 84b 得。min/1440 1 rn 4 . 4 總 ikw15 . 0 1 p 查3表 8-5 得，表 8-2 得，于是得96 . 0 a k87 . 0 l k kwkkppp lar 22 . 1 87 . 0 96 . 0 )15 . 0 32. 1 ()( 11 2）計算 v 帶的根數(shù) z z=9 . 3 22 . 1 8 . 4 r

33、 ca p p 取 4 根。 5.2.85.2.8 計算單根計算單根 v v 帶的初拉力的最小值帶的初拉力的最小值 由3表 8-3 得 a 型帶的單位長度質量，所以mkgq/1 . 0 2 min0 ) 1 5 . 2 (500)(mv zv p k f d a = 2 54 . 7 1 . 0 54 . 7 4 8 . 4 ) 1 96 . 0 5 . 2 (500 =134（n） 應使帶的實際初拉力。 min00 )(ff 5.2.95.2.9 計算壓軸力計算壓軸力 f 壓軸力的最小值為 )(106182sin41342 2 sin2)( 1 0min nzff 壓軸力的最大值為 )(15

34、9282sin41343 2 sin3 1 0max nzff max f 考慮新帶初預緊力為正常預緊力的 1.5 倍 5.2.105.2.10 帶輪的結構和尺寸帶輪的結構和尺寸 帶輪應既有足夠的強度，又應使其結構工藝性好，質量分布均勻，重量輕，并避免由于鑄 造而產(chǎn)生過大的應力。 輪槽工作表面應光滑（表面粗糙度）以減輕帶的磨損。mra2 . 3 帶輪的材料為 ht200。查 b1 表 81 得基準寬度制 v 帶輪輪槽尺寸，根據(jù)帶輪的基準直徑 確定輪輻 2*45 40 12 a 63 b 0.1 a b 0.1 a 159 11 180 8.72.75 11 915 8.72.75 34 b 0

35、.1 a 0.1 a b 63 a 245 3.2 40 r5 圖 4-2 小帶輪 圖 4-3 大帶輪 5.3 齒輪傳動設計齒輪傳動設計 5.3.15.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按照絞肉機所定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）絞肉機為一般工作機器，速度不搞，故選用 6 級精度（gb10095-88） 。 3）材料選擇。由3表 10-1 選擇大、小齒輪的材料為 40cr（調質及表面淬火） ，齒面硬度 為 4855hrc。 4）選擇小齒輪齒數(shù)，所以大齒輪的齒數(shù)。30 1 z75305 . 2 2 z 5) 選取螺旋角。初選螺旋角。 13

36、 5.3.25.3.2 按吃面接觸強度設計按吃面接觸強度設計 按3式（10-21）試算，即 3 2 1 ) ( 12 h eh d tt t zztk d (1)確定公司內(nèi)各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。6 . 1 t k 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩。 mmnmmn n p t 4 5 1 1 5 1 107 . 4 018.818 410 5 . 9510 5 . 95 3）由3表 10-7 選取齒寬系數(shù)。4 . 0 d 4）由3表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)。 2 1 8 .189 mpaze 5）有3圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪mpa h 600

37、1lim 的接觸疲勞強度極限。mpa h 550 2lim 6)按3式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)。 9 11 1077 . 1 )1530081 (1018.8186060 h jlnn 8 9 2 101 . 7 5 . 2 1077 . 1 n 7) 由3圖 10-19 取接觸疲勞系數(shù);。90 . 0 1 hn k95 . 0 2 hn k 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1，由3式 10-12 得 mpampa s khn h 5406009 . 0 1lim1 1 mpampa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 9）由3

38、圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)。41 . 2 h z 10）由3圖 10-26 查得端面重合度，則80 . 0 1 891 . 0 2 。691 . 1 21 11）許用接觸應力 = h mpampa hh 25.531 2 5 . 522540 2 21 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 mmmm zztk d h eh d tt t 42.50) 25.531 8 . 18941 . 2 ( 5 . 2 5 . 3 691 . 1 4 . 0 107 . 46 . 12 ) ( 12 3 2 4 3 2 1 2）計算圓周速度。 smsm nd v t /16 . 2 / 1

39、00060 018.81842.50 100060 11 3）計算模數(shù)。 nt m mmmm z d m t nt 64 . 1 30 13cos42.50cos 1 1 mmmh nt 68 . 3 64 . 1 25 . 2 25 . 2 4）計算縱向重合度。0 88 . 0 13tan304 . 0318 . 0 tan318 . 0 1 z d 5）計算載荷系數(shù)。k 查3表 10-2 知使用系數(shù),根據(jù)，6 級精度，由3圖 10-80 . 1 a ksmv/93 . 1 查得動載系數(shù);由3表 10-4 查得的值與直齒輪的相同，故;02 . 1 v k h k42 . 1 h k 由3圖

40、10-13 查得;03 . 1 f k 由3表 10-3 查得。故載荷系數(shù)1 . 1 fh kk 59 . 1 42 . 1 1 . 102. 10 . 1 hhva kkkkk 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由3式 10-10a 得 mmmm k k dd t t 3 . 50 6 . 1 59 . 1 42.50 3 3 11 7）計算模數(shù)。 n m mmmm z d mn63 . 1 30 13cos 3 . 50cos 1 1 5.3.35.3.3 按照齒根彎曲強度設計按照齒根彎曲強度設計 由3式 10-17 3 2 1 2 1 cos2 f sf d n yy z ykt

41、m (1) 確定計算參數(shù) 1)由3圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲強mpa fe 500 1 度極限；mpa fe 380 2 2）由3圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù),;85. 0 1 fn k88 . 0 2 fn k 3) 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù),由3式 10-12 得4 . 1s mpampa s k fefn f 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 mpampa s k fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 2 4） 計算載荷系數(shù)。 12 . 1 03 . 1 1 . 102 . 1 1

42、 ffva kkkkk 5）根據(jù)縱向重合度，從3圖 10-28 查得螺旋角度影響系數(shù)。2 . 2 89. 0 y 6）計算當量齒數(shù)。 43.32 13cos 30 cos 33 1 1 z zv 08.81 cos 75 cos 33 2 2 z zv 7）查取齒形系數(shù)。 由3表 10-5 查得；484 . 2 1 fa y211 . 2 2 fa y 8) 查取應力校正系數(shù)。 由3表 10-5 查得；632 . 1 1 sa y775 . 1 2 sa y 9）計算大小齒輪的并加以比較。 f safay y 01354 . 0 57.303 632 . 1 484 . 2 1 11 f sa

43、fay y 01643 . 0 86.238 775 . 1 211 . 2 2 22 f safa yy 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 mmmn34 . 1 01643 . 0 691 . 1 304 . 0 13cos89 . 0 107 . 412 . 1 2 3 2 24 對此計算結果，由齒面基礎疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法 n m 面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲mmmn5 . 1 勞強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 1 . 45 1 d 88.29 5 . 1 13cos 3 . 50cos 1 1 n m

44、 d z 取，則30 1 z75305 . 2 12 uzz 5.3.45.3.4幾何尺寸計算幾何尺寸計算 （1）計算中心距 mmmm mzz a n 82.80 13cos2 5 . 1)7530( cos2 )( 21 將中心距圓整為 81mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 5 . 13 812 5 . 1)7530( arccos 2 )( arccos 21 a mzz n 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 k h z （3）計算大小齒輪的主要幾何尺寸 大小齒輪的分度圓直徑為 mm mz d n 7 . 45 5 . 13cos 5 . 130 cos 1 1 mm mz d

45、n 3 . 114 5 . 13cos 5 . 175 cos 2 2 故大小齒輪的齒頂圓直徑為 mmhdd mmhdd aa aa 3 . 1175 . 12 3 . 1142 7 . 485 . 12 7 . 452 22 11 齒輪的端面壓力角為 292.20 5 . 13cos 20tan arctan cos tan arctan n t a 端面壓力角為 (查4表 10-5) 0 292.20 142.10cos 20 cos tg arctg tga arctg n t 基圓直徑為 mmdd tb 2 . 40292.20cos 7 . 45cos 11 mmdd tb 2 .

46、107292.20cos 3 . 114cos 22 齒頂圓壓力角為 365.34 7 . 48 2 . 40 arccosarccos 1 1 1 a b at d d 951.23 3 . 117 2 . 107 arccosarccos 2 2 2 a b at d d 故端面重合度為 9 . 1)tan(tan)tan(tan 2 1 2211 atata zz 齒寬為 ，??； 4 . 32814 . 0ab a 32 2 b40 1 b 5.3.55.3.5 校核齒面接觸強度校核齒面接觸強度 強度條件： h h 查5表 32.1-29 可得計算齒面接觸應力的計算公式為： = h 1

47、zzzzz 1 ehbd bd f kkkk t hhva 式中：1）分度圓上的切向力nn d t ft2057 7 . 45 4720002000 1 1 2）參考5表 32.1-31 和表 32.1-32 選使用系數(shù) k=1.0。 a 3）按5式 32.1-4 計算動載系數(shù)： v k 查表 32.1-33，, 3 . 13 1 k0087 . 0 2 k 將有關參數(shù)帶入5式 32.1-4，即 2 . 1 15 . 2 5 . 2 100 16 . 2 30 0087 . 0 40 20571 3 . 13 1 1100 1 2 2 2 2 1 2 1 vz k b fk k k ta v

48、4）齒向載荷分布系數(shù)；齒間載荷分布系數(shù)。42 . 1 h k1 . 1 h k 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù)5 . 1 h z 6) 材料彈性系數(shù)差5表 32.1-37，得。mpaze 8 . 189 7）重合度系數(shù)查5圖 32.1-14 得.74 . 0 z 8）螺旋角系數(shù)查5圖 32.1-15 得985 . 0 z 9）單對齒嚙合系數(shù),由于，可以取。),max( dbbd zzz88 . 0 1 dbbd zzz 將以上數(shù)據(jù)帶入計算式 h mpampa kkkk bd f zzzzz hhva t ehbdh 7 . 2421 . 142 . 1 2 . 10 . 1 5 . 3 5 . 2 40 3

49、 . 50 2057 985 . 0 74 . 0 8 . 1895 . 11 1 1 按5表 32.1-29 中公式計算吃面解除疲勞強度安全系數(shù)： h s 1) 齒面接觸應力循環(huán)系數(shù) 8 11 1018 . 1 3008018.81816060tnjn hl 7 8 1 2 107 . 4 5 . 2 1018 . 1 l l n n 2) 按齒面允許有一定點蝕查5圖 32.1-30，得壽命系數(shù)：;97 . 0 1nt z08 . 1 2 nt z 3）潤滑油膜影響系數(shù)查得5表 32.1-38，。 lvr z92 . 0 lvr z 4）齒面工作硬化系數(shù)由5圖 32.1-32 得。 w z0

50、 . 1 w z 5）尺寸系數(shù),按，查5圖 32.1-33，得. x zmmmn5 . 11 x z 將以上數(shù)據(jù)帶入安全系數(shù)計算式： 40 . 2 7 . 242 10 . 197 . 0 600 11lim 1 h xwlvrnth h zzzz s 45. 2 7 . 242 10 . 108. 1550 22lim 2 h xwlvrnth h zzzz s 由5表 32.1-40，取一般可靠度（失效概率 0.01） ，選用最小安全系數(shù)。1 . 1 min h s 大小齒輪的安全系數(shù)，很安全。 minhh ss 5.3.65.3.6 校核齒根彎曲強度校核齒根彎曲強度 按5表 32.1-2

51、9 中的公式計算齒根彎曲應力： yyykkkk bm f fsffva n t f 算式中各參數(shù)確定如下： 1）齒向載荷分布系數(shù),按和,查5 h k 9 . 11 5 . 125 . 2 40 25 . 2 n m b h b 42 . 1 h k 圖 32.1-12 得。4 . 1 f k 2）齒間載荷分配系數(shù)，查5表 32.1-36 得。1 . 1 f k 3）重合度系數(shù)由5圖 32.1-18 得；螺旋角系數(shù)查5圖 32.1-19 得68 . 0 y y .90. 0 y 4）當量齒數(shù)，。查5圖 32.1-16，得復合齒形系數(shù)：43.32 1 v z03.81 2 v z ；97 . 3

52、1 fs y89 . 3 2 fs y 將以上數(shù)據(jù)帶入式中有： mpa mpayyykkkk bm f fsffva n t f 9 . 67 90 . 0 68 . 0 97 . 3 1 . 103 . 1 2 . 10 . 1 5 . 240 2057 11 mpa y y fs fs ff 6 . 66 97 . 3 89 . 3 9 . 67 1 2 12 按5表 32.1-29 中公式計算輪齒彎曲疲勞強度安全系數(shù)： f s f xrreltreltntstf f yyyyy s lim 1） 應力修正系數(shù)(5表 32.1-30).2 st y 2） 彎曲應力循環(huán)系數(shù)與接觸應力循環(huán)系數(shù)

53、相同，即， 7 2 8 1 107 . 4,1018 . 1 ll nn 據(jù)此查5圖 32.1-31 得壽命系數(shù)98 . 0 ,93 . 0 21 ntnt yy 3） 相對齒根圓角敏感系數(shù)的確定：先查5圖 32.1-16，翅根圓角系數(shù) relt y 在查5表 32.1-39 可得5 . 1, 5 . 1 21 ss qq0 . 1 21 reltrelt yy 4） 取吃根根表面粗糙度，由5圖 32.1-35 查得相對齒根表面狀況系數(shù)mrz3 . 6 025 . 1 rrelt y 5） 尺寸系數(shù)由5圖 32.1-34 查得0 . 1 x y 將以上數(shù)據(jù)帶入安全系數(shù)計算式中可得： 8 . 1

54、6 9 . 67 0 . 1025 . 1 0 . 193 . 0 2600 1 111lim 1 f xrreltreltntstf f yyyyy s 6 . 16 6 . 66 0 . 1025 . 1 0 . 198 . 0 2550 2 222lim 2 f xrreltreltntstf f yyyyy s 按一般可靠度，查5表，32.1-40，取最小安全系數(shù)。由于，25 . 1 min f s min1ff ss ，故很安全。 min2ff ss 5.3.75.3.7 齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算（大齒輪）齒輪及齒輪副精度的檢驗項目計算（大齒輪） 1、確定齒厚偏差代號 確定齒厚

55、偏差代號為：6kl gb1009588 2、確定齒輪的三個公差組的檢驗項目及公差值 第公差組檢驗切向綜合公差，=0.063+0.009=0.072mm； 1 i f 1 i f fp ff 第公差組檢驗齒切向綜合公差，=0.6（）=0.6（0.009+0.011） 1 i f 1 i f tpt ff =0.012mm。 第公差組檢驗齒向公差=0.012 f 3、確定齒輪副的檢驗項目與公差值 對齒輪，檢驗公法線長度的偏差。按齒厚偏差的代號 kl，根據(jù)計算式求得： w e 齒厚的上偏差=-12=-12 0.009=-0.108mm； ss e pt f 齒厚下偏差=-16=-16 0.009=-

56、0.144mm； si e pt f 公法線的平均長度： 上偏差=*cos-0.72sin ws e ss e t f =-0.108 cos-0.72 0 20 0 20sin36. 0a =-0.110mm； 下偏差=cos+0.72sin wi e si e t f =-0.144 cos+0.72 0.036 sin 0 20 0 20 =-0.126mm； 按表及其表注說明求得公法線長度=87.652， 跨齒數(shù) k=10， kn w 則公法線長度偏差可表示為： 110 . 0 126 . 0 652.87 對齒輪傳動，檢驗中心距極限偏差，根據(jù)中心距 a=80mm，由表查得= f f

57、；023 . 0 檢驗接觸斑點，由表 8-3-64 查得接觸斑點沿齒高不小于 40%，沿齒長不小于 70%； 檢驗齒輪副的切向綜合公差=0.05+0.072=0.125mm； ic f 檢驗齒切向綜合公差=0.0228mm ic f 對箱體，檢驗軸線的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm x f y f 4、確定齒坯的精度要求。 根據(jù)大齒輪的功率，確定大輪的孔徑為 33mm，其尺寸和形狀公差均為 6 級， 即 0.016mm，齒輪的徑向和端面跳動公差為 0.014mm。 （如圖 4-4） 0.014 a 1.6 1.6 0.8 0.8 1.6 ? 94.75 ? 52.8 88 12

58、8 2*45 ? 470 0 -0,1 ? 458 圖 4-4 大齒輪簡圖 5.4 軸的設計軸的設計 5.4.15.4.1 選擇軸的材料選擇軸的材料 選用 45，正火處理，由表 18-1【2】查得 時，mmd100 2 /588mmn b ,， 2 /284mmn s 2 1 /238mmn 2 1 /138mmn 2 0 /93mmn 。 2 1 /54mmn 5.4.25.4.2 估算軸端直徑估算軸端直徑 按3表 15-3 取 a=110(因軸端受彎矩，a 取平均值) 3 n p ad 式中軸的輸入功率 p=4.8kw，輸入轉速 n=818.018r/min 則 mmd18018.8188

59、 . 41103 考慮軸端有單鍵，軸徑應增大，取5%4mmd20 5.4.35.4.3 軸的機構設計軸的機構設計 軸的機構如圖 4.1 所示， 圖 4.1 軸的結構與裝配 右端軸徑取?？紤]軸向固定，內(nèi)側采用軸肩，又考慮帶輪的固定，故軸的20 軸頸取，根據(jù)帶輪的設計，取左端軸的周長。在處，考慮到30mml40 - 軸承的標準，取。齒輪軸上的齒輪所在的周、軸的長度mmlmml15,25 - ，在軸，同樣，考慮到軸承的標注，取。在軸處的配mml80 - mmd25 合、表面粗糙度均見附圖。 5.4.45.4.4 軸上載荷的分析軸上載荷的分析 軸上的轉矩 mn n p t/75.55 018.818

60、8 . 495009500 齒輪分度圓大的直徑 mmd47 齒輪的切向力為 n d t ft2057 7 . 45 4720002000 齒輪的徑向力 n f f nt r 770 5 . 13cos 20tan 2057 cos tan 齒輪的軸向力 nff tx 8 . 493 5 . 13tan2057tan 根據(jù)上式及軸的結構圖，做出軸的計算簡圖。在確定軸承支撐點位置時，應確 定 a 值。對于 6009 型深溝球軸承，由手冊中查得 a=16 mm。因此，作為簡支梁的軸 的支撐跨距為 360 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c