小型绞肉机

绞肉机设计

内容摘要

在目前的国内消费市场中“小型绞肉机”不断的更新换代，频频上市，展示着美好

而广阔的市场前景。相关业内人士认为，“小型绞肉机”市场消费面广，功能强大独特，

它必定会成为家庭生活不可或缺的“好伴侣”。本文主要论述了“小型绞肉机”机械结

构、外观及控制电路的设计。

在设计的过程中，在收集了大量资料的前提，然后对绞肉机的外观设计进行了构思。小

型绞肉机的结构主要由机座、刀具和料杯等几部分组成。来自内部的电机外壳直接驱动，

不仅节省了空间，也提高了效率。料杯杯体和基底材料去除便于贮存和节省空间，该工

具可以回收可互换使用，以避免卫生死角，以便它可以容易地和迅速地清洗。在控制电

路绞肉机的设计，配有安全开关触捏，美观又安全，一个额外的保护层，用于人体。在

材料的选择上，广泛使用在PC和PVC的复合材料，以提高绞肉机的强度，并且其重量

也将大大降低。小型绞肉机可以加工肉类榨取果汁、豆浆，研磨粉碎食物等，功能强大，

用途广泛！

关键词：小型绞肉机设计结构功能

ABSTRACT

Now,thedomesticconsumesthemarketinsidethehouhold-u

foodsmashesapplianceappearonmarketagainandagain,Sendf

orthanattractivemagicpower,displaythebrightmarketforegrou

ustryinsiderthinks,thehouhold-ufoodsmashesap

pliancethemarketconsumesthebreadth,thefunctionisnovelan

dspecial,itwillbecomethegoodcompanionofthehomelife.

Thistextdiscusdprimarilythehouhold-ufoodsmashesapplia

nceofmachineconstruction,externalappearanceandcontrolelectr

iccircuitdesignInthisdesignprocess,firstIcollectedthe

massivematerials,thencarriedontheideaoftheoutwardappearan

holdufoodsmashes

applianceismainlycompodbytheba,thecuttingtool,andth

tingtoolisactuatedbytheelectricalm

achineinthebadirectly,bothsavedthespace,andenhanced

erialcupandthebacanbeeasilydisa

smbledfordepositing,thecuttingtoolsmaybeudinturn,

bothhasavoidedthehygienicdeadangle,andcanbecleanedqui

dinthecontrolcircuitdesignaspecthasmovedsafe

lycontractstheswitch,caudittohavetheurfriendly,we

remoretothehumanbodyandtheelectricmotoraprotection.

Inthematerials,IudPCandthePVCcompoundmaterialsmassi

vely,enablethegrindertheintensitytohavetheenhancement,a

hold-ufoodsmashesapp

liancemaymodulatethefruitjuice,themilkshake,thesoybeanm

ilk,attritionsmashingfood,twiststhemeat,thefunctionisfo

rmidable,versatility!

KEYWORDS:Houhold-ufoodsmashesappliance;

Designconstruction;Function

目录

第1章引言………………………………………………………………………1

第2章结构及工作原理…………………………………………………………2

2.1绞肉机的结构……………………………………………………………2

2.1.1送料机构……………………………………………………………………2

2.1.2切割机构……………………………………………………………………2

2.1.3驱动机构……………………………………………………………………3

2.2绞肉机的工作原理………………………………………………………3

第3章螺旋供料器的设计………………………………………………………5

3.1绞笼的设计………………………………………………………………5

3.1.1绞笼的材料…………………………………………………………………5

3.1.2螺旋直径……………………………………………………………………5

3.1.3螺旋供料器的转速…………………………………………………………6

3.1.4螺旋节距……………………………………………………………………6

3.2绞筒的设计………………………………………………………………6

第4章传动系统的设计…………………………………………………………7

4.1电机的选择………………………………………………………………7

4.2带传动的设计……………………………………………………………8

4.2.1设计功率……………………………………………………………………8

4.2.2选定带型…………………………………………………………………8

4.2.3传动比……………………………………………………………………8

4.2.4小带轮基准直径…………………………………………………………9

4.2.5大带轮基准直径…………………………………………………………9

4.2.6带速验算…………………………………………………………………9

4.2.7初定轴间距………………………………………………………………9

4.2.8所需带的基准长度………………………………………………………9

4.2.9实际轴间距………………………………………………………………9

4.2.10小带轮包角………………………………………………………………10

4.2.11单根V带的基本额定功率………………………………………………10

4.2.12

1i

时单根V带型额定功率增量………………………………………10

4.2.13V带的根数………………………………………………………………10

4.2.14单根V带的预紧力………………………………………………………10

4.2.15作用在轴上的力…………………………………………………………10

4.2.16带轮的结构和尺寸………………………………………………………11

4.3齿轮传动设计……………………………………………………………11

4.3.1选择材料，确定limH



和limF



及精度等级………………………………11

4.3.2按接触强度进行初步设计………………………………………………12

4.3.2.1确定中心距……………………………………………………………12

4.3.2.2确定模数………………………………………………………………12

4.3.2.3确定齿数………………………………………………………………12

4.3.2.4计算主要的几何尺寸…………………………………………………13

4.3.3校核齿面接触强度………………………………………………………14

4.3.4校核齿根的强度…………………………………………………………15

4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算……………………………………17

4.3.5.1确定齿厚偏差代号……………………………………………………17

4.3.5.2确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值………………………17

4.3.5.3确定齿轮副的检验项目与公差值……………………………………17

4.3.5.4确定齿坯的精度………………………………………………………18

4.4轴的设计………………………………………………………………19

4.4.1按扭转强度计算………………………………………………………19

第5章绞刀的设计……………………………………………………………21

5.1绞刀的设计………………………………………………………………22

5.1.1刀刃的起讫位置…………………………………………………………23

5.1.2刀刃的前角………………………………………………………………23

5.1.3刀刃的后角………………………………………………………………25

5.1.4刀刃的刃倾角…………………………………………………………26

5.1.5刀刃上任一点位量上绞肉速度…………………………………………28

5.1.6绞刀片的结构……………………………………………………………29

第6章生产能力分析…………………………………………………………30

6.1绞刀的切割能力…………………………………………………………30

6.2绞肉机的生产能力……………………………………………………31

6.3功率消耗…………………………………………………………………31

结论…………………………………………………………………………32

参考文献…………………………………………………………………………34

致谢………………………………………………………………………………35

1

第1章引言

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。

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

第2章结构及工作原理

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

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

3

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。绞刀用工具钢制造，刀口

4

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。

5

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。

R

5

3

0

10

20

20

2

4

3

0

4

0

8

0

7

0

80

55

40

80

105130

1.6

577.29

1

0

5

图3－1绞笼

3.1.1绞笼的材料

绞笼的材料选为HT200

3.1.2螺旋直径

5.2

C

G

KD



＝0.136m取D＝160mm

G－生产能力,由原始条件得G＝1T/H

6

K－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/m3猪肉的为1.5t/m3

C－与螺旋供料器倾角有关的系数，查B4表1－15得C＝1

3.1.3螺旋供料器的转速

由原始数据n＝326r/min

3.1.4螺旋节距

实体面型螺旋的节距t＝D

3.2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

7

图3－2绞筒

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。

1

4.4

326

1440

iii•



总

由传动比标准系列查B2表2－1

初步取

0

i1.76

1

i2.5

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(KW)

8

G－绞肉机的生产能力，1000kg/h

W－切割1kg物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，

d小则w大，当d＝3mm，

取w＝0.0030kw.h/kg。（查B5p

75

）



－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4-1Y112M-4电动机的外观图

4.2带传动的设计

4.2.1设计功率d

P

kwPKP

Ad

8.442.1•

A

K－工况系数，查B1表8－1－22，取

A

K＝1.2

P－传递的功率

4.2.2选定带型

根据

d

p和

1

n查B1图8－1－2选取普通V带A型，

1

n－小带轮

转速，为1440r/min

4.2.3传动比

9



0

i1.76

2

n＝

i

n

1＝min/818018

76.1

1440

r

4.2.4小带轮基准直径1

d

d

（mm）

由B1表8－1－12和表8－1－14选定

1

d

d＝100mm>

min

d

d＝75r/min

4.2.5大带轮基准直径2

d

d

（mm）

cmdid

dd

17610076.1

12

•

由B3表8－7得

2

d

d=180mm

4.2.6带速验算

smvsm

nd

vd/3025/54.7

100060

1440100

100060max

1

1



•











4.2.7初定轴间距0

a

（mm）

mmdda

dd

280)(2

21

0



4.2.8所需带的基准长度0

d

L

（mm）

0

2

04

)(

)(

2

212

210a

dd

ddaLdd

ddd







＝

2804

80

280

2

2802

2







＝886mm

依B1表8－1－8取

d

L＝900mm，即带型为A－900

4.2.9实际轴间距a

mm

LL

aadd287

2

886900

280

2

0

0

＝









10

4.2.10小带轮包角1



3.5718012

1







a

dd

dd

=3.57

287

80

180

=164

4.2.11单根V带的基本额定功率1

p

根据带型号、

1

d

d和

1

n普通V带查B1表8－1－27（c）取

1.32kw

4.2.12

1i

时单根V带型额定功率增量1

P

根据带型号、

1

n和i查B1表8－1－27（c）取0.15kw

4.2.13V带的根数Z

Z=49.3

87.096.0)15.032.1(

8.4

)(

11









La

d

kkpp

P

a

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0.87

4.2.14单根V带的预紧力0

F

2

0

)1

5.2

(500mv

Zv

P

k

Fd

a



=254.71.0

54.74

8.4

)1

96.0

5.2

(500





=134（N）

m－V带每米长的质量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm

4.2.15作用在轴上的力

F

)(106182sin41342

2

sin21

0

NZFF









11

)(159282sin41343

2

sin31

0max

NZFF









max

F－考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍

4.2.16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mR

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

2*45

0

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limH



和limF



及精度等级。

参考B1表8－3－24和表8－3－25选择两齿轮材料为：大、

12

小齿轮均为40

r

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

HH

1120

2lim1lim

；由B1图8－3－9（d）中的MQ级质量

指标查得MPa

FEFE

700

21

；MPa

FF

350

2lim1lim

。

4.3.2按接触强度进行初步设计

4.3.2.1确定中心距a（按B1表8－3－27公式进行设计）

3

2

1

][

)1(

Ha

amu

KT

uACa

••



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)(7.46

818

4

95499549

1

MN

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=2.5

许用接触应力MPa

HH

100811209.09.0][

lim

（参考B1

表8－3－27推荐值）

则,9.69

10085.24.0

7.466.1

)15.2(4763

2

mma





取a＝80mm

4.3.2.2确定模数m(参考B1表8—3—4推荐表)

m=(0.007~0.02)a=0.56~1.6,取m=1.5mm

4.3.2.3确定齿数z1,z2

初取螺旋角＝13

13

z

1

=

)1(

cos2





m

a

=

)15.2(5.1

13cos802





=29.4取z

1

=30

z

2

=μz

1

=2.530=75取z

2

=75

重新确定螺旋角

142.10

802

)7530(5.1

arccos

2

)(

arccos21











a

zzm

n

4.3.2.4计算主要的几何尺寸（按B1表8—3—5进行计算）

分度圆的直径d

1

=mz

1

/cos=1.530/cos=45.7mm

d

2

=mz

2

/cos=1.5*75/cos=114.3mm

齿顶圆直径d

1a

=d

1

+2h

a

=45.7+21.5=48.7mm

d

2a

=d

2

+2h

a

=114.3+21.5=117.3mm

端面压力角0292.20

142.10cos

20

cos





tg

arctg

tga

arctgn

t

(查B1

表8－3－4)

基圆直径d

1b

=d

1

cos

t

=cos20.2920=40.2mm

d

2b

=d

2

cos

t

=348cos20.2920=107.2mm

齿顶圆压力角

1at

=arccos

1

1

a

b

d

d

=34.3650



2at

=arccos

2

2

a

b

d

d

=23.9510

端面重合度

a

=

2

1

[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

14

齿宽系数

d

=

1

d

b

=

7.45

32

=0.7

纵向重合度

5.1

142.10sin32sin

















n

m

b

=1.2

当量齿数3

11

cos/zz

v

＝31.45

3

22

cos/zz

v

＝78.628

4.3.3校核齿面接触强度（按B1表8—3—10校核）

强度条件：

H





[

H

]

计算应力：

1H

=Z

H

Z

B

Z

E

Z



Z







1

1



bd

F

KKKkt

HHVA

2H

=

1H



B

D

Z

Z

式中：名义切向力F

t

=

1

1

2000

d

T

=

7.45

7.462000

=2044N

使用系数K

A

=1（由B1表8—3—31查取）

动载系数

V

K

=（

VA

A

200

）B

式中V=

s

m

nd

95.1

100060

8187.45

100060

11













A=83.6B=0.4C=6.57

V

K

=1.2

齿向载荷分布系数K

H

=1.35（由B1表8—3—32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8—3—33查取）

节点区域系数

H

Z=1.5（由B1图8—3—11查取）

重合度的系数77.0



Z（由B1图8—3—12查取）

15

螺旋角系数80.0



Z（由B1图8—3—13查取）

弹性系数MPaZ

E

8.189（由B1表8—3—34查取）

单对齿齿合系数Z

B

=1

1H

=

2H



＝

327.45

2044

5.2

15.2

0.135.105.180.077.08.1895.11







＝245.5MPa

许用应力：[

H

]=

XWRVLNT

H

HZZZZZZ

S

lim

lim



式中：极限应力

limH

=1120MPa

最小安全系数

limH

S=1.1（由B1表8—3—35查取）

寿命系数

NT

Z=0.92（由B1图8—3—17查取）

润滑剂系数

L

Z=1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于

350

s

m

）

速度系数

V

Z=0.96（按,95.1

s

m

由B1图8—3—20查取）

粗糙度系数

R

Z=0.9（由B1图8—3—21查取）

齿面工作硬化系数

W

Z=1.03（按齿面硬度45HRC，由B1图8

—3—22查取）

尺寸系数

X

Z=1（由B1图8—3—23查取）

则：[

H

]=03.185.096.005.192.0

1.1

1120

=826MPa

满足

H

[

H

]

4.3.4校核齿根的强度（按B1表8—3—30校核）

强度条件：

1F





[

1F

]

16

许用应力：

1F

=

FFVASaFa

n

tKKKKYYYY

bm

F

；

11

22

12





SF

SF

FFYY

YY

•

式中：齿形系数

1F

Y=2.61，

2F

Y=2.2（由B1图8—3—15（a）查

取）

应力修正系数6.1

1



Sa

Y，77.1

2



Sa

Y（由B1图8—3—16（a）

查取）

重合度系数



Y=1.9

螺旋角系数



Y=1.0（由B1图8—3—14查取）

齿向载荷分布系数

F

K=N

H

K



=1.3（其中N=0.94，按B1表8

—3—30计算）

齿间载荷分配系数

F

K=1.0（由B1表8—3—33查取）

则

1F

=94.8MPa

2F

=

1F



6.161.2

2.277.1





=88.3MPa

许用应力：[

F

]=

XlTrelTNTST

F

FYYYYY

SRe

lim

lim





（按

limF

值较小齿轮

校核）

式中：极限应力

limF

=350MPa

安全系数

limF

S=1.25（按B1表8—3—35查取）

应力修正系数

ST

Y=2（按B1表8—3—30查取）

寿命系数

ST

Y=0.9（按B1图8—3—18查取）

齿根圆角敏感系数

relT

Y



=0.97（按B1图8—3—25查取）

17

齿根表面状况系数

lT

Y

Re

=1（按B1图8—3—26查取）

尺寸系数

X

Y=1（按B1图8—3—24查取）

则[

F

]=MPa48997.09.02

25.1

350



满足，

2F

〈

1F

〈[

F

]验算结果安全

4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮）

4.3.5.1确定齿厚偏差代号

确定齿厚偏差代号为：6KLGB10095—88（参考B1表8—3—

54查取）

4.3.5.2确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考B1表8

—3—58查取）

第Ⅰ公差组检验切向综合公差1

i

F，

1

i

F=

fP

FF=0.063+0.009=0.072mm,(按B1表8—3—69计算，由B1

表8—3—60，表8—3—59查取)；

第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差1

i

f，1

i

f=0.6（

tpt

ff）=0.6

（0.009+0.011）=0.012mm，（按B1表8—3—69计算，由B1表8

—3—59查取）；

第Ⅲ公差组检验齿向公差



F=0.012（由B1表8—3—61查取）。

4.3.5.3确定齿轮副的检验项目与公差值（参考B1表8—3—58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8—3—53的计算式求得齿厚的上偏差

ss

E=-12

pt

f=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差

18

si

E=-16

pt

f=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差

WS

E=

ss

E*cos-0.72

T

Fsin=-0.108cos020-0.72

020sin36.0a=-0.110mm,下偏差

wi

E=

si

Ecos+0.72

T

Fsin=-0.144cos020+0.720.036sin020=

-0.126mm；按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度

kn

W=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：

110.0

126.0

652.87



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8—3—65查得



f=023.0；检验接触斑点，由表8—3—

64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8—3—58

的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3—59及B1表8—3—60

计算与查取）；检验齿切向综合公差

ic

f=0.0228mm

（根据B1表8—3—58的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3

—59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8—3—63查取）。

4.3.5.4确定齿坯的精度要求按B1表8—3—66和8—3—67

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）

19

0.014

A

1.6

1.6

0.8

0.8

1.6

9

4

.

7

5

?

5

2

.

8

2*45

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

3

3

][

5

n

P

A

T

d



式中:d－轴的直径，mm

T－轴传递的转矩，

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，Mpa30

A－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

20

依据结构，设计如图

223

22

?

1

6

?

2

0

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

?

2

3

?

2

5

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

?

3

1

4

5

,

7

3

1

2

5

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

40152040

20

26

45

图4－5齿轮轴

?

3

0

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

63

0.8

2*45

26

182

47

2

7

3

0

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

?

3

3

+

0

,

0

7

9

-

0

,

0

2

32

图4－6低速轴

21

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ZG65Mn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：

22





•

30000

n

v

p

（Rr）

式中：

p

v－刀片刃部任一点的线速度m／s；

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mm；

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)A—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。

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（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])

23

－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：





•

n

30000

[3]

我们已知十字刀片得转速n＝326r/min

当

min

时，

，

r

＝30m/min=0.5m/s

mm65.145.0

326

30000

/





当

min

时，R，

smm

R

/5.1min/90

R＝mmR94.435.1

326

30000

/





圆整后取:r=15mmR=45mm

5.1.2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。

24

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：

fnfn

FFFFFF



其值为：









sincos

sincos

fnf

nfn

FFFFF

FFF







因为刀刃与网眼板的摩擦力为：



•

nf

FF

肉与前刀面的摩擦力为：



•

nf

FF

整理得：





cos)1()(2

nn

FFFF[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－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



AF•

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

25

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

1

CF



。

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

2

CF

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

][vn

FF



。

简化式[4]得：





cos)1()(2

][21



v

FCCF[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)

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VB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

26

的耐用度，但同时也带来的问题是刀片的NB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

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



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

。

27

其关系为：

cos

0ne

rr[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

max0

就

可确定了[参见图5-5]：

图5-5

Rr/arcsin

max0

[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

)/(22

0

bRbrarctg[8]

式中：r－刀刃起始点半径(mm)；

R－刀刃终止点半径(mm)；

28

b－叶刀片外端宽度（mm）;

0

－初始刃倾角；

5.1.5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



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



。[参见图5-7]

即：



vvv

n





其值为：

)(

30000

Rprp

n

v•





cosvv

n



sinvv

r



图5－7刀刃上任一点的速度示意图

又因为：/sin'

sin'R

所以：

30000

sin

cos

222







R



整理得

30000/sin222



Rnv

n



29

30000/sin







nRv（Rpr）

式中：

n

v－刀刃上任一点位置的法向速度分度m／s；



v－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；

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。

30

R

6

5

?

4

0A

1

5

°

8

8

1

5

°

A

R

6

5

4

0

6

.

5

3

0

R6

5

4

0

n

图5－82刃、4刃、8刃绞刀

第6章生产能力分析

6.1绞刀的切割能力

切刀的切割能力，可用下式计算：

)/(

4

602

2

hcmZ

D

nF





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）；168mm



－孔眼总面积与样板面积之比，一般取0.3－0.4；取

31

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）：

A

F

F

G

1



式中：

1

F－被切割1kg物料的面积，其值与孔眼直径有关

（hcm/2）；

A－绞刀切割能力利用系数，一般为0.7－0.75；

6.3功率消耗N

功率消耗N可用下式计算：



WG

N



(kw)

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，

可根据附表中推荐的值来选用。

样板孔径mm38、1016

绞刀刃数842

生产能力kg/h8

32

结论

漫长而又倍感充实的毕业设计阶段即将结束，通过这几十天

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：实践的重要性。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

作却增强了我的实践能力和动手能力，积累了设计经验。同时也

得到一条经验，搞设计不能只在脑子里想它的结构，必须动手，

即使你想的很完美，但是到实际的设计过程时，会遇到许多意不

到的问题。

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。

在余老师的指导下，我开始查阅相关书籍，借鉴他人的经验，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

了设计方案。把设计意图从构想阶段变为可读者付诸生产的实现

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。这是一个艰辛的

过程，很幸运能在老师的指导下，边学边用，才能按时按量完成

规定的任务。

33

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。

34

参考文献

【1】吴宗泽主编．机械设计实用手册．第一版．北京：化学工业出版社．1999

【2】濮良贵、纪名刚主编．机械设计．第七版．北京：高等教育出版社．2001

【3】张裕中主编．食品加工技术装备．第一版．北京：中国轻工业出版社．2000

【4】无锡轻工业学院、天津轻工业学院编．食品工厂机械与设备．第二版．北京：轻

工业出版社．1985

【5】胡继强主编．食品机械与设备．第一版．北京：中国轻工业出版社．1999

【6】李兴国主编．食品机械学（下册）．第一版．四川：四川教育出版社．1992

【7】中国农业机械化科学研究院编．实用机械设计手册（下）．北京：中国农业机械

出版社．1985

【8】成大先主编．机械设计手册（第4卷）．第四版．北京：化学工业出版社．2002

【9】[苏]••H卡查科夫、••A马尔切诺夫著．食品机械制造工艺学．北京：

机械工业出版社．1984

【10】张万昌主编．热加工工业基础．第一版．北京:高等教育出版社．1997

【11】马晓湘、钟均祥主编．画法几何及机械制图．第二版．华南理工大学出版社1992

【12】毛谦德、李振清主编．袖珍机械设计师手册．第二版．北京：机械工业出版社．2002

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致谢

论文得以顺利完成，特别感谢各位老师的悉心指导和不倦教

诲，从课题的确定，到资料的推荐，再到设计过程中的理论指导

解决的各种困难，都使我受益匪浅。

本次设计，使我掌握了许多有关模具方面的技术及应用，同时

也是对我大学四年所学知识的一次综合性考验。在设计过程中，

新知识和原有知识的结合应用，使我认识到自己的缺陷和不足。

待走上工作岗位以后，我将继续努力学习，不辜负各位老师的栽

培。

在设计期间，史蓓蓓老师不仅在学业上给予学生启发与指导，

同时还为我将来的人生道路指引了方向。史老师严谨的治学态度，

敏锐深邃的洞察力，强烈的创新精神，广博的理论知识和实践经

验以及平易近人循循善诱的工作作风，使我终生难忘，并将激励

我在今后的人生道路上奋进不息。我要感谢我的朋友和同学们，

在我毕业设计的过程中，他们对我的设计提出了许多宝贵的意见

和建议。在此感谢!

史蓓蓓老师教了我不仅是严谨，认真的工作作风，还有许多是

我在学校所不能学到的东西。在此我向史蓓蓓老师表示衷心的感

谢！

致谢人：黄文强