本科毕业论文（设计）
题目手动电动两用绞肉机
专业机械设计制造及其自动化
作者姓名
学号 单位机械与汽车工程学院
指导教师
2015年5月
教务处编
原创性声明
本人郑重声明：所提交的学位论文是本人在导师指导下，
独立进行研究取得的成果。除文中已经引用的内容外，论文
中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为
获得聊城大学或其他教育机构的学位证书而使用过的材料。
对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均在文中以明确
的方式表明。本人承担本声明的相应责任。
学位论文作者签名：日期：
指导教师签名:日期：
摘要
目前市场上的绞肉机基本上可以分为电动的和手动的两种。从实际使用情况
分析，存在很多的缺点。电动绞肉机在没有电力来源的情况下无法使用，手动绞
肉机又要浪费人力。充分考虑到这两种情况，本设计以电机进行驱动，也可以用
手摇动，从而良好的应对这种情况，方便了人们的日常使用。整个的机器结构比
较简单，具有轻便，效率高的优点。整体的结构包括了绞肉机构、机体，其中的
机体部分包括了螺旋推进器、进料口和出料口。在电动方式进行的时候，用皮带
进行连接，电机就可以带动绞肉机进行工作；在手动方式进行的时候，安装摇臂
即可。本设计的初衷就在于改善单一的绞肉工作形式，发挥人的主观能动性，对
不同的肉类可以采取不同的处理方法，以满足自己的需求。
关键词：电动手动两用；电机；绞肉机
Abstract
At present ,there are two kinds ofmeat grinders on the market:motor-driven and
manual-operation. From the actual use of the situation, there are many shortcomings. Electric grinder can't be used without power source, and manual cutter is wasting manpower. Give full consideration to the two cases, the design of the motor to drive, you can also hand shake, deal with this situation so good, convenient for people's daily use. The whole machine structure is simple, convenient, high efficiency. The overall structure of the body, including the meat, the body part comprises a feed port and a discharge port, a spiral propeller. When in electric mode, are connected with a belt, the motor can be driven by the meat grinderwork; when in manual mode, the rocker arm can be installed. The design of the original intention was to improve the single meat forms of work, play to people's subjective initiative, for different meat can adopt different processing methods, to meet their needs.
Key words：Manual and electric dual-purpose; Motor; Meat grinder
目录
摘要 ....................................................................... I Abstract .................................................................. II 目录 ..................................................................... III
1. 绪论 ................................................................ - 1 -
1.1研究的目的和意义 .................................................... - 1 -
1.2绞肉机的现状 ........................................................ - 1 -
1.3设计的主要组成 ...................................................... - 1 -
2. 绞肉机的方案拟定 ................................................... - 2 -
2.1绞肉机的工作原理 .................................................... - 2 -
2.2常用绞肉机的结构 .................................................... - 3 -
2.2.1送料机构 ............................................... - 3 -
2.2.2切肉机构 ............................................... - 3 -
2.2.3驱动机构 ............................................... - 3 -
3. 绞肉机构的结构设计 ................................................ - 4 -
3.1机体 ................................................................ - 4 -
3.2螺旋供料机构 ........................................................ - 4 -
3.2.1绞笼的设计 ............................................. - 4 -
3.3 绞碎机构 ............................................................ - 5 -
3.4刀具 ................................................................ - 5 -
4. 传动机构的设计 ................................................... - 11 -
4.1电机的选择 ......................................................... - 11 -
4.2带传动的设计 ....................................................... - 12 -
4.2.1功率计算 .............................................. - 12 -
4.2.2选定带型 .............................................. - 12 -
4.2.3传动比 ................................................ - 12 -
4.2.4轴间距与带轮基准 ...................................... - 13 -
4.2.5带轮的结构和尺寸 ...................................... - 14 -
4.3齿轮传动设计 ....................................................... - 15 -
4.3.1选择材料，确定精度等级 ................................ - 15 -
4.3.2按接触强度进行初步设计 ................................ - 16 -
4.3.3校核齿面接触强度 ...................................... - 17 -
4.3.4校核齿根的强度 ........................................ - 19 -
4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 ........................ - 20 -
4.4轴的设计 ........................................................... - 21 -
4.4.1选择轴的材料，确定许用应力 ............................ - 21 -
4.4.2设计轴的结构并绘制结构草图 ............................ - 21 -
4.4.3联轴器的选用 .......................................... - 24 -
5. 总结 ............................................................... - 26 - 参考文献 . ............................................................. - 27 - 致谢 .................................................................. - 28 -
1. 绪论
1.1研究的目的和意义
随着国民经济的发展与人民生活水平的提高，人们对食品加工品业提出了更高的要求。现代的食品已经朝着营养、方便、绿色、功能的方向发展，而且功能的食品将成为新世纪的主流食品。食品加工业也成为国民经济的支柱产业，作为加工装备的食品机械加工业发展更加的迅猛。
食品加工业的现代化水平，在很大的程度上取决与食品机械的现代化水平，毕竟离开了现代化的设备还有仪器，现代食品加工业就没有意义了。食品加工业的发展是工艺和设备一起发展的结果，应该让工艺和设备达到一种最佳的配合，以设备的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。两者之间互相促进、互相完善，亦是使整个食品加工业向现代化迈进的先决条件。
1.2绞肉机的现状
在肉类的加工过程中，切割、混合搅拌工序的机械自动化程度较高，其中绞肉机、斩拌机、搅拌机也是其中最基本的主要加工机械，几乎所有的肉类加工厂都具备这3种设备。国内的部分大型肉类加工厂先后从德国、瑞士、丹麦、日本等引进了先进的加工制造设备，但是它的价格都是十分的昂贵。目前国内的中、小型肉类加工厂使用的绝大部分加工设备是我国自己设计制造的，而绞肉机就是为中、小型肉类加工企业设计的比较理想的、能够绞制各种肉酱的机械，比如加工生产午餐肉的罐头还有制造鱼圆、鱼酱之类的产品，它可以把肉可进行粗、中、细三种方式搅拌来满足不同的加工工艺的要求，这台机器也可以当作其他原料的挤压设备。
1.3设计的主要组成
本设计的主要组成有：手动电动两用绞肉机的机体部分，刀具的设计，送料机构以及传动机构。
2. 绞肉机的方案拟定
2.1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。[1]
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常用绞肉机的结构
图2.1绞肉机结构图图图2.2摇臂结构图
2.2.1送料机构
包括料斗、绞笼筒，作用是推动物料前移至切肉机构，并在前端对物料进行挤压。料斗有的是托盘形，有的是料斗形，此设计采用的托盘形，绞筒就是在机身内壁上做止推槽，它的主要部件就是绞笼，采用一个变螺距，转动时向前推动物料。[2]
2.2.2切肉机构 包括挤肉样板铰刀，铰刀有很多刀具的规格有：2刃、3刃、4刃、6刃、8刃，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。绞笼的转速不宜太高，因为输送能力并不是随转速的增加而增加。当速度达到一定值时，效率反而下降，且速度太高，物料摩擦生热，容易引起物料变形，影响绞肉质量，电机的转速可以利用带轮的减速得到。
3. 绞肉机构的结构设计
3.1机体
机体由电机、传动轮、料斗、绞笼、支架等组成。因设计要求这些组成部分型号有很多种。外部结构也不尽相同。但一般绞肉机总体结构如图2.1所示。
3.2螺旋供料机构
3.2.1绞笼的设计
图3.1绞笼结构图
绞笼的作用是向前输送物料如图所示采用一个变螺距，变跟径的螺距，既螺距后大前小，跟径后小前大，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段面上的键配合以传递动力。选择材料HT200。 D =K 2 G =0. 136ϕPC （3.1）
取D=0.16M
G —生产能力，设计为G=1T/H
K —物料综合特性系数，得K=0.071
φ—物料填充系数，得φ=0.15
ρ—物料堆积密度，猪肉的ρ=1.5t/m
C —与螺旋供料器倾角有关系的系数，取C=1
3
螺旋供料器的转速：由原始数据，得出平均转速为n=320r/min 实体面型螺旋的节距t=D。[3] 3.2.2绞筒的设计
肉在绞筒内受到搅动，会受到挤压力的反作用力，物料具有向后倒流的趋势，因此在绞笼的内壁上设计了8个止退槽，在圆筒内均匀分布，如图，绞筒内壁与绞笼之间的间隙一般为3-5mm 。绞筒材料选择铸铁HT200。
图3.2绞笼内壁图
3.3 绞碎机构
其结构中包括刀具及其挤肉样板，绞肉时，绞肉机的十字刀片做旋转运动，绞笼将肉推向挤肉样板。刀具将肉切碎。根据要求不同刀具与样板的型号规格也不同。具体内容由下文一一列出。[4]
3.4刀具
绞刀的作用是切割物料，它的内孔为方形，安装在绞笼前段的方轴上随其一起旋转刀具的规格有2刃，3刃，4刃，6刃，8刃。
绞刀材料为工具钢，其淬火硬度为55-60HRC, 刃口要锋利，与样板配合平面应平整、光滑。
绞刀的几何参数对绞出的肉的颗粒以及产品质量有很大影响。
绞肉时，绞肉机的十字刀片做旋转运动。在转速一定的条件下刀刃离旋转中心点越远则绞肉的线速度越快。并且在螺杆进可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，在单位时间产生的热量为：
Q=F V （3.2）
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）
[6]
。
F-绞肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割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(3-3)所示每一刃部的绞肉(指切割肉的) 线速度分布亦如该图
v ρ
所示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度。
图3.3刀片线速度分布图
图3.3 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布。 其值为：
v p =
πn
30000
⨯ρ
（r ≤ρ≤R ） （3.3）
式中：
v p
－刀片刃部任一点的线速度m ／s ；
n－刀片的旋转速度rpm ；
ρ－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(3-3)A—A 截面]，其刃部后角α较大，而前角γ及刃倾角λ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。[6]
υ-任一刀刃切割肉的线速度（m/s）。
所以绞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线速度应在30-90m/min之间最为理想，因此有这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刀刃的起点半经γ和终点半径R. 。
ρ=
30000
⨯υπn （3.4）
我们已知十字刀片的转速n=320r/min
ρmin 时，ρ=γ
υγ=30m /min =0. 5m /s
30000
⨯0. 5=14. 7m m 320π
当ρmin 时，ρ=R ,
γ=ρ/υ=
υR =90m /min =1. 5m /s
R =ρ/R =
30000
⨯1. 5=44. 00mm 320π
取：r=15mm R=45mm
从分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃来得知刀倾角λ对刀片性能的影响情况[7]。
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 α的圆弧由于刀刃有刃倾角λ，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) 。
椭圆的长半径处的曲率半径，即为刀刃实际纯圆半径r 0e 。 其关系为：
r 0e =r n cos λ（3.5）
由此可见，增大刀倾角λ的绝对值，可减小刀刃的实际钝圆半径r 0e ，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λ0max 就可确定了[参
见图3.4]：
图3.4倾角分析图
λ0max =arcsin r /R （3.6）
初始刃倾角按下式计算： [见图
3.5]
图3.5 初始刃倾角计算用示意图
λ0=arctg r 2-b 2/(R -b )
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 ）;
（3.7）
λ0－初始刃倾角；
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
v v 直于刃的法向速度分量n 和平行于刃的切向速度分量r [8]。[参见图3.6]
v ρ=v n +v τ
即：（3.8）
其值为：
v ρ=
v ρ
πn
30000
⨯p (r ≤p ≤R )
v n =v cos γ
v r =
v sin λ
3.6刀刃上任一点的速度示意图
又因为：
sin λ=τ' /ρ
τ' =R sin λ
cos λ=
ρ2-R 2sin 2λ
30000
所以：
整理得
v n =πn ρ2-R 2sin 2λ /30000
v τ=πnR sin λ /30000（r ≤p ≤R ）（3.9）
式中：v n －刀刃上任一点位置的法向速度分度m/s；
v τ－刀刃上任一点位置的切向速度分量m/s；
ρ－刀刃上任一点至刀片旋转中心距离mm ；
λ －刀刃的初始刃倾角；
τ' －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 ；
根据以上对绞刀各个几何参数的分析，得出绞刀的结构，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。[9]
4. 传动机构的设计
绞笼只有一种工作转速，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，齿轮传动等机构逐级减速后得到。
绞笼的转速不宜太高，因为输送能力并不是随转速增加而增加。当速度达到一定值后，效率反而下降，且速度太高，物料摩擦生热，容易引起物料变性，影响绞肉质量，因此绞笼的转速一般在200-400r/min。[10]
i 总=
1440
=4. 4=i ⨯i 1
326
初步取i 0=1.76 i 1=2.5
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-I-
D 1Z
- -1-绞笼 D 2Z 2
4.1电机的选择
G ⨯W
N=
η
＝4(KW) （4.1）
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。
η－传动效率，取0.75
所以根据N ＝4kw ，n ＝1500r/min，选用Y112M-4，得Y112M-4电机的结构 [11]。
图4.1 Y112M-4电动机的外观图
4.2带传动的设计 设计功率P d 。
P d =K A ⨯P =1. 2⨯4=4. 8kw 。（4.2）
K A －工况系数，查机械设计基础表6-5（P87），取K A ＝1.2。 P －传递的功率。 4.2.1功率计算
G ⨯W
N =
η
(kw) （4.3）
式中：W －切割1kg 物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw.h/kg）。
η－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。[12]
4.2.2选定带型
根据p d 和n 1查机械设计手册图6-8（P87），选取普通V 带A 型，n 1－小带轮转速，为1440r/min。
4.2.3传动比
n 11440
=818018r /min
i 0=1.76 n 2＝i ＝1. 76
.
小带轮基准直径
d d 1
（mm ）.
由多功能自动绞肉机设计[J]. 食品与机械, 2006,(02):5-11.
d d 1
＝100mm>
d d m in d d 2
＝75r/min . （mm ）.
大带轮基准直径
d d 2=i ⨯d d 1=1. 76⨯100=176cm
由多功能自动绞肉机设计[J]. 食品与机械, 2006,(02):5-11得
带速验算:
v =
d d 2
=180mm
πd d n 1
1
60⨯1000
=
π⨯100⨯1440
60⨯1000
=7. 54m /s
4.2.4轴间距与带轮基准
a 0=2(d d 1+d d 2) =280mm
所需带的基准长度
L d 0
（mm ）.
L d 0=2a 0+
π
2
(d d 1+d d 2) +
(d d 2-d d 1) 2
4a 0
802
2⨯280+⨯280+
24⨯280 ＝
π
＝886mm
依多功能自动绞肉机设计[J]、食品与机械, 2006，（02）:5-11取L d ＝900mm ，即带型为A －900
实际轴间距 a ：
a ≈a 0+
L d -L d 0
2
=280+
900-886
＝287mm 2
小带轮包角α1
α1=180-
d d 2-d d 1
a
⨯57. 3
=
180 -
80
⨯57. 3
287
= 164
单根V 带的基本额定功率p 1根据带型号、表6-3（P86），取1.32kw.
d d 1
和n 1普通V 带查机械设计基础
i ≠1时单根V 带型额定功率增量∆P 1。
n 1和多功能自动绞肉机设计[J]、根据带型号、食品与机械, 2006，（02）:5-11，取0.15kw.
V 带的根数Z 。
P d 4. 8
==3. 9≈4
(p +∆p ) k k (1. 32+0. 15) ⨯0. 96⨯0. 871a L Z =1
k a －小带轮包角修正系数机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004. 取0.96.
k L －带长修正系数查机械设计手册表6-2（P80），取0.87. 单根V 带的预紧力F 0.
F 0=500(
P 2. 5
-1) d +mv 2k a Zv
2. 54. 8
-1) +0. 1⨯7. 542
0. 964⨯7. 54
=
500(
=134（N ）
m －V 带每米长的质量（kg/m）查机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004取0.1k/gm
作用在轴上的力F ∂.
F r =2F 0Z sin
α1
2
=2⨯134⨯4⨯sin 82 =1061(N )
F r max =3F 0Z sin
F r max
α1
2
=3⨯134⨯4⨯sin 82 =1592(N )
－考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍
4.2.5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R a =3. 2μm ）以减轻带的磨损。 带轮的材料为HT200。查机械设计手册表6-1（P79），得基准宽度制V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径多功能自动绞肉机设计[J]、食品与机械, 2006，（02）:5-11确定轮辐。
小带轮
d d 1
=100mm，采用实心轮，大带轮
d d 2
=176mm，采用孔板轮，取轮缘宽
度B=63mm，轮毂长度L=40mm。大带轮拟采用P-IV 型结构形式。取轴孔径d=33mm。按机械设计手册表6-1和图6-6中的公式确定结构尺寸。
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、小齿轮均为40 ，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；由B1图8－3－9
（d ）中的MQ 级质量指标查得；。
4.3.2按接触强度进行初步设计 （1）确定中心距a
a ≥C m A a (u +1) KT 1
（4.4） 2
φa ∙u ∙[σH ]
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
齿宽系数＝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（参考B1表8－3－27推荐值） 则a ≥476(2. 5+1) 1. 6⨯46. 7
=69. 9mm , 取a ＝80mm 2
0. 4⨯2. 5⨯1008
（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 （3）确定齿数z ,z 初取螺旋角＝13
2a cos β2⨯80⨯cos 13 z 1===29.4 取z 1=30
m (μ+1) 1. 5⨯(2. 5+1)
z 2=μz 1=2.5⨯30=75 取z 2=75 重新确定螺旋角β
β=m n (z 1+z 2) 1. 5⨯(30+75)
==10. 142
2a 2⨯80
（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 =m z /cos =1.5 30/cos =45.7mm d =m z /cos =1.5*75/cos =114.3mm 齿顶圆直径：d = d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm d = d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm
tga n tg 20 0
端面压力角：αt =arctg (查B1表8－3－4) =arctg =20. 292
cos βcos 10. 142基圆直径：d b 1= d1cos αt =⨯cos20.2920=40.2mm
d b 2= d2cos αt =348⨯cos20.2920=107.2mm 齿顶圆压力角：α
at 1=arccos
d b 1
=34.3650 d a 1
α
at 2= arccos
d b 2
=23.9510 d a 2
at 1
端面重合度：εa =
1
[ z1（tg α2π
-tg α）+ z2(tgα
at 2
-tg α)]
=1.9
齿宽：b=φa .a ＝0.4*80＝32 取b 2＝32mm ；b 1＝40mm 齿宽系数：Φd =
32b ==0.7 d 145. 7
b sin β32⨯sin 10. 142
纵向重合度：εβ==1.2 =
πm n π⨯1. 5当量齿数z v 1=z 1/cos 3β＝31.45
z v 2=z 2/cos 3β＝78.628 4.3.3校核齿面接触强度 强度条件：σH ≤[σH ] 计算应力：
σH 1=ZH Z B Z E Z εZ β
Z D
Z B
（4.5）
k A K V K H βK H α
F t μ+1
d 1b μ
σH 2=σH 1
式中：名义切向力F t =
2000⨯T 12000⨯46. 7
==2044N
45. 7d 1
使用系数 KA =1（由B1表8—3—31查取）
动载系数K V =（
A A +200V
）-B
式中：V=
πd 1n 1
60⨯1000
=
π⨯45. 7⨯818
60⨯1000
=1. 95
A=83.6 B=0.4 C=6.57 K V =1.2
齿向载荷分布系数 KH β=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 β≤1. 34非对称支称公式计算）[13]
齿间载荷分配系数K H α=1. 0（由B1表8—3—33查取） 节点区域系数Z H =1.5（由B1图8—3—11查取） 重合度的系数Z ε=0. 77（由B1图8—3—12查取） 螺旋角系数Z β=0. 80（由B1图8—3—13查取） 弹性系数Z E =189. MPa （由B1表8—3—34查取） 单对齿齿合系数 ZB =1
σH 1= σH 2
＝1⨯1. 5⨯189. 8⨯0. 77⨯0. . 05⨯1. 35⨯1. 0＝245.5MPa
许用应力：[σH ]=
2. 5+12044
2. 545. 7⨯32
σH lim
S H lim
Z NT Z L Z V Z R Z W Z X （4.6）
式中：极限应力σH lim =1120MPa
最小安全系数S H lim =1.1（由B1表8—3—35查取） 寿命系数Z NT =0.92（由B1图8—3—17查取）
润滑剂系数Z L =1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于350m ） 速度系数Z V =0.96（按ν=1. 95, 由B1图8—3—20查取） 粗糙度系数Z R =0.9（由B1图8—3—21查取）
齿面工作硬化系数Z W =1.03（按齿面硬度45HRC ，由B1图8—3—22查取） 尺寸系数Z X =1（由B1图8—3—23查取）[14] 则： [σH ]=
1120
⨯0. 92⨯1. 05⨯0. 96⨯0. 85⨯1. 03=826MPa 1. 1
满足σH ≤[σH ] 4.3.4校核齿根的强度 强度条件：σF 1≤[σF 1] 许用应力：σF 1 =
F t
Y Fa Y Sa Y εY βK A K V K F βK F α； bm n
Y F α2Y S α2
（4.7）
Y F α1Y S α1
σF 2=σF 1∙
式中：齿形系数Y F α1=2.61，Y F α2=2.2（由B1图8—3—15（a ）查取）
应力修正系数Y Sa 1=1. 6，Y Sa 2=1. 77（由B1图8—3—16（a ）查取） 重合度系数Y ε=1.9
螺旋角系数Y β=1.0（由B1图8—3—14查取）
齿向载荷分布系数K F β=K H β=1.3（其中N=0.94，按B1表8—3—30计算） 齿间载荷分配系数K F α=1.0（由B1表8—3—33查取） 则σF 1=94.8MPa
N
σF 2=σF 1⨯
1. 77⨯2. 2
=88.3MPa
2. 61⨯1. 6
许用应力：[σF ]=
σF lim
S F lim
Y ST Y NT Y δrelT Y Re lT Y X （4.8）
式中：极限应力σF lim =350MPa
安全系数S F lim =1.25（按B1表8—3—35查取） 应力修正系数Y ST =2（按B1表8—3—30查取）
寿命系数Y ST =0.9（按B1图8—3—18查取）
齿根圆角敏感系数Y δrelT =0.97（按B1图8—3—25查取） 齿根表面状况系数Y Re lT =1（按B1图8—3—26查取） 尺寸系数Y X =1（按B1图8—3—24查取） 则 [σF ]=
350
⨯2⨯0. 9⨯0. 97=489MPa 1. 25
满足，σF 2〈σF 1〈[σF ] 验算结果安全 4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算
（1）确定齿厚偏差代号
确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88（参考B1表8—3—54查取）
（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F i ，F i =F P +F f =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f i ，f i =0.6（f pt +f t ）=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 β=0.012（由B1表8—3—61查取）。 （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E w 。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E ss =-12f pt =-12⨯0.009=-0.108mm，齿厚下偏差
1
1
1
1
E si =-16f pt =-16⨯0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差E WS =E ss *cosα-0.72F T sin α=-0.108⨯cos 200-0.72 ⨯0. 36⨯sin a 200=-0.110mm,下
偏
差
E wi =E si cos α+0.72F T sin α=-0.144⨯cos 200+0.72⨯0.036⨯sin 200=-0.126mm；按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度W kn =87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：87. 652-0. 126
-0. 110
对齿轮传动，检验中心距极限偏差f α，根据中心距a=80mm，由表查得8—3
—65查得f α=±0. 023；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F ic =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f ic =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，f x =0.012mm，
f y =0.006mm（由B1表8—3—
63查取）。
（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）
图4.4齿轮简图
4.4轴的设计
4.4.1选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知绞肉机传递中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由机械设计手册表14-1查得强度极限σb= 650MPa，由机械设计手册表
[]14-8得许用弯曲应力σ-1b =60 M Pa。
4.4.2设计轴的结构并绘制结构草图
1、确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零
件的装拆顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键联接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用肩固定，周向采用过盈配合固定[15]。
2、确定各轴段的直径，轴段①（外伸端）直径最小，d 1=27mm ；考虑到要对安装在轴段①上的联器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d 2为30mm ；用相同的方法确定轴段③、④的直径d3=33mm、d4=30mm。
3、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为63mm ，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为B2=32mm,BI=63mm,B4=47,B2=40mm。 按弯扭合成强度校核轴径.
支点反力为:
F HA =F HB =
F t 22059
=N =1030N 22
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：
M HI =1030⨯
118
N . mm =6077Nmm 2
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
M HI =1030⨯29Nmm =29870Nmm 4、作垂直面内的弯矩图。 5、支点反力为
F VA =
F r 2F a 2⨯d ⎛763. 8405. 7⨯265⎫-= -⎪N =-73. 65N 22l 2⨯118⎭⎝2
F VB =F r 2-F VA =(763. 8-(-73. 65))N =837. 5N
图（5.1）轴的弯矩图
I-I 截面左侧弯矩为：
M VI 左=F VA ⨯
l 118=-73. 65⨯Nmm =-4345Nmm 22 l 118=837. 5⨯Nmm =49410Nmm 22
I-I截面左侧变矩为：
M VI 右=F VB ⨯
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
M V =F VB ⨯29=837. 5⨯29Nmm =24287. 5Nmm （6）作合成弯矩图
M =M 2H +M 2V I-I截面：
M l 左=M 2VI 左+M 2HI =M l 右=M 2VI 左+M 2HI =
-43452=607702Nmm =60925Nmm
494102=607702Nmm =78320Nmm
Ⅱ-Ⅱ截面：
M =M 2V +M 2H =
24287. 52+298702Nmm =39776Nmm
（7）作转矩图
T =9. 55⨯106
P 8=9. 55⨯106⨯Nmm =272900Nmm n 280
（8）求当量弯矩
因绞肉机单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正因数α为0.6。
I-I 截面
M el =M 2I 右+αT =783202+0. 6⨯272900Nmm =181500Nmm
2
2
Ⅱ-Ⅱ截面：
M e =M 2 +αT =397762+0. 6⨯272900Nmm =168502Nmm
2
2
确定危险截面及校核强度
截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩Me Ⅰ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴径d3>d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
Ⅰ-Ⅰ截面：
σe 1=
M e [1**********]00==MPa =19. 9MPa 33W 0. 1d 30. 1⨯45
Ⅱ-Ⅱ截面：
σe 11=
M e [1**********]502
==MPa =26. 3MPa 3
W 0. 1⨯d 20. 1⨯403
所以[σ-1b]=60Mpa，满足σe ≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量[16]。
4.4.3联轴器的选用
1、绞肉机载荷平稳，轴短、刚性大，其传递的转矩也较大，所以选用凸缘联轴器。
2、确定型号，名义转矩： T=9.549×106×P/n =9.549×106×4/1500
=25464N·mm
查凸缘联轴器国家标准，选CYD3型凸缘联轴器，其公称转矩为T n =400×103N ·mm>TC[17].
两轴直径均与标准相符。故主动端选Y 型轴孔，A 型键槽。从动端选J 型轴孔，A 型键槽。许用转速「n 」=6800r/min>n.
3、标记GYD3联轴器25×112/J42×62 GB5843-86
5. 总结
经过这几个月的设计，从中我认识了绞肉机的结构和它的原理。绞肉机主要是由送料机构、切割机构还有驱动机构等组成。送料机构的作用是输送物料前移至切割机构，并在前端对物料进行挤压的。切割机构的作用是对进入挤肉样板孔中的物料进行切割，挤肉样板的孔眼规格有很多种，可以根据不同的工艺要求随时旋旋盖进行更换。螺旋供料器的螺距后面应该比前面小，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，这个力把已切碎的肉从挤肉样板的孔眼中排出。
在绞肉前，首先打开绞肉机，使其运转，把肉料放进入料口，由于物料的自身重量以及螺旋推进器的旋转，把肉料连续的送往铰刀口已进行绞碎。螺旋供料器是一个两端粗细不一的的装置而且螺距后面应比前面小，螺距的直径后面比前面的大，如此推进器就对肉料产生了一定的挤压力，挤压力迫使已切碎的肉质从挤肉板上的出肉孔中挤出。挤肉样板的不同规格的孔眼比如肥肉需要粗绞，瘦肉需要细绞，这样可以用调换挤肉板的方式来达到这个要求。
本次设计的优点是：结构比较简单，经济实用，两用的性能，相对于单性能绞肉机应用更为广泛。
缺点是：效率低，工作量小，精度低，绞肉前需进行人工剔除筋骨。人工拆卸手摇臂。
随着经济与技术的发展，绞肉机正在向着多功能一体化发展。
参考文献
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【17】成大先. 机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004.17-19
致谢 本次的设计是在老师的悉心指导下完成的，严谨的工作作风和细致的工作态度让我学到了很多。首先是知识上的丰富，通过穆老师的引导，我对大学这几年学到的知识得到了运用；再就是生活上，穆老师充分考虑到我们每个人的工作时间，合理的安排我们的设计时间，让我们都能顺利的完成设计。
通过这次的设计，我翻阅了很多的书籍和资料，对以往理解不是很深刻的知识加深了许多。对于专业知识也在和导师、同学的交流的时候得到了长进，我相信，这会在我之后的工作中发挥很大的作用。
最后，再一次感谢我的导师老师还有所有帮助过我的同学们。
本科毕业论文（设计）
题目手动电动两用绞肉机
专业机械设计制造及其自动化
作者姓名
学号 单位机械与汽车工程学院
指导教师
2015年5月
教务处编
原创性声明
本人郑重声明：所提交的学位论文是本人在导师指导下，
独立进行研究取得的成果。除文中已经引用的内容外，论文
中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为
获得聊城大学或其他教育机构的学位证书而使用过的材料。
对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均在文中以明确
的方式表明。本人承担本声明的相应责任。
学位论文作者签名：日期：
指导教师签名:日期：
摘要
目前市场上的绞肉机基本上可以分为电动的和手动的两种。从实际使用情况
分析，存在很多的缺点。电动绞肉机在没有电力来源的情况下无法使用，手动绞
肉机又要浪费人力。充分考虑到这两种情况，本设计以电机进行驱动，也可以用
手摇动，从而良好的应对这种情况，方便了人们的日常使用。整个的机器结构比
较简单，具有轻便，效率高的优点。整体的结构包括了绞肉机构、机体，其中的
机体部分包括了螺旋推进器、进料口和出料口。在电动方式进行的时候，用皮带
进行连接，电机就可以带动绞肉机进行工作；在手动方式进行的时候，安装摇臂
即可。本设计的初衷就在于改善单一的绞肉工作形式，发挥人的主观能动性，对
不同的肉类可以采取不同的处理方法，以满足自己的需求。
关键词：电动手动两用；电机；绞肉机
Abstract
At present ,there are two kinds ofmeat grinders on the market:motor-driven and
manual-operation. From the actual use of the situation, there are many shortcomings. Electric grinder can't be used without power source, and manual cutter is wasting manpower. Give full consideration to the two cases, the design of the motor to drive, you can also hand shake, deal with this situation so good, convenient for people's daily use. The whole machine structure is simple, convenient, high efficiency. The overall structure of the body, including the meat, the body part comprises a feed port and a discharge port, a spiral propeller. When in electric mode, are connected with a belt, the motor can be driven by the meat grinderwork; when in manual mode, the rocker arm can be installed. The design of the original intention was to improve the single meat forms of work, play to people's subjective initiative, for different meat can adopt different processing methods, to meet their needs.
Key words：Manual and electric dual-purpose; Motor; Meat grinder
目录
摘要 ....................................................................... I Abstract .................................................................. II 目录 ..................................................................... III
1. 绪论 ................................................................ - 1 -
1.1研究的目的和意义 .................................................... - 1 -
1.2绞肉机的现状 ........................................................ - 1 -
1.3设计的主要组成 ...................................................... - 1 -
2. 绞肉机的方案拟定 ................................................... - 2 -
2.1绞肉机的工作原理 .................................................... - 2 -
2.2常用绞肉机的结构 .................................................... - 3 -
2.2.1送料机构 ............................................... - 3 -
2.2.2切肉机构 ............................................... - 3 -
2.2.3驱动机构 ............................................... - 3 -
3. 绞肉机构的结构设计 ................................................ - 4 -
3.1机体 ................................................................ - 4 -
3.2螺旋供料机构 ........................................................ - 4 -
3.2.1绞笼的设计 ............................................. - 4 -
3.3 绞碎机构 ............................................................ - 5 -
3.4刀具 ................................................................ - 5 -
4. 传动机构的设计 ................................................... - 11 -
4.1电机的选择 ......................................................... - 11 -
4.2带传动的设计 ....................................................... - 12 -
4.2.1功率计算 .............................................. - 12 -
4.2.2选定带型 .............................................. - 12 -
4.2.3传动比 ................................................ - 12 -
4.2.4轴间距与带轮基准 ...................................... - 13 -
4.2.5带轮的结构和尺寸 ...................................... - 14 -
4.3齿轮传动设计 ....................................................... - 15 -
4.3.1选择材料，确定精度等级 ................................ - 15 -
4.3.2按接触强度进行初步设计 ................................ - 16 -
4.3.3校核齿面接触强度 ...................................... - 17 -
4.3.4校核齿根的强度 ........................................ - 19 -
4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 ........................ - 20 -
4.4轴的设计 ........................................................... - 21 -
4.4.1选择轴的材料，确定许用应力 ............................ - 21 -
4.4.2设计轴的结构并绘制结构草图 ............................ - 21 -
4.4.3联轴器的选用 .......................................... - 24 -
5. 总结 ............................................................... - 26 - 参考文献 . ............................................................. - 27 - 致谢 .................................................................. - 28 -
1. 绪论
1.1研究的目的和意义
随着国民经济的发展与人民生活水平的提高，人们对食品加工品业提出了更高的要求。现代的食品已经朝着营养、方便、绿色、功能的方向发展，而且功能的食品将成为新世纪的主流食品。食品加工业也成为国民经济的支柱产业，作为加工装备的食品机械加工业发展更加的迅猛。
食品加工业的现代化水平，在很大的程度上取决与食品机械的现代化水平，毕竟离开了现代化的设备还有仪器，现代食品加工业就没有意义了。食品加工业的发展是工艺和设备一起发展的结果，应该让工艺和设备达到一种最佳的配合，以设备的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。两者之间互相促进、互相完善，亦是使整个食品加工业向现代化迈进的先决条件。
1.2绞肉机的现状
在肉类的加工过程中，切割、混合搅拌工序的机械自动化程度较高，其中绞肉机、斩拌机、搅拌机也是其中最基本的主要加工机械，几乎所有的肉类加工厂都具备这3种设备。国内的部分大型肉类加工厂先后从德国、瑞士、丹麦、日本等引进了先进的加工制造设备，但是它的价格都是十分的昂贵。目前国内的中、小型肉类加工厂使用的绝大部分加工设备是我国自己设计制造的，而绞肉机就是为中、小型肉类加工企业设计的比较理想的、能够绞制各种肉酱的机械，比如加工生产午餐肉的罐头还有制造鱼圆、鱼酱之类的产品，它可以把肉可进行粗、中、细三种方式搅拌来满足不同的加工工艺的要求，这台机器也可以当作其他原料的挤压设备。
1.3设计的主要组成
本设计的主要组成有：手动电动两用绞肉机的机体部分，刀具的设计，送料机构以及传动机构。
2. 绞肉机的方案拟定
2.1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。[1]
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常用绞肉机的结构
图2.1绞肉机结构图图图2.2摇臂结构图
2.2.1送料机构
包括料斗、绞笼筒，作用是推动物料前移至切肉机构，并在前端对物料进行挤压。料斗有的是托盘形，有的是料斗形，此设计采用的托盘形，绞筒就是在机身内壁上做止推槽，它的主要部件就是绞笼，采用一个变螺距，转动时向前推动物料。[2]
2.2.2切肉机构 包括挤肉样板铰刀，铰刀有很多刀具的规格有：2刃、3刃、4刃、6刃、8刃，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。绞笼的转速不宜太高，因为输送能力并不是随转速的增加而增加。当速度达到一定值时，效率反而下降，且速度太高，物料摩擦生热，容易引起物料变形，影响绞肉质量，电机的转速可以利用带轮的减速得到。
3. 绞肉机构的结构设计
3.1机体
机体由电机、传动轮、料斗、绞笼、支架等组成。因设计要求这些组成部分型号有很多种。外部结构也不尽相同。但一般绞肉机总体结构如图2.1所示。
3.2螺旋供料机构
3.2.1绞笼的设计
图3.1绞笼结构图
绞笼的作用是向前输送物料如图所示采用一个变螺距，变跟径的螺距，既螺距后大前小，跟径后小前大，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段面上的键配合以传递动力。选择材料HT200。 D =K 2 G =0. 136ϕPC （3.1）
取D=0.16M
G —生产能力，设计为G=1T/H
K —物料综合特性系数，得K=0.071
φ—物料填充系数，得φ=0.15
ρ—物料堆积密度，猪肉的ρ=1.5t/m
C —与螺旋供料器倾角有关系的系数，取C=1
3
螺旋供料器的转速：由原始数据，得出平均转速为n=320r/min 实体面型螺旋的节距t=D。[3] 3.2.2绞筒的设计
肉在绞筒内受到搅动，会受到挤压力的反作用力，物料具有向后倒流的趋势，因此在绞笼的内壁上设计了8个止退槽，在圆筒内均匀分布，如图，绞筒内壁与绞笼之间的间隙一般为3-5mm 。绞筒材料选择铸铁HT200。
图3.2绞笼内壁图
3.3 绞碎机构
其结构中包括刀具及其挤肉样板，绞肉时，绞肉机的十字刀片做旋转运动，绞笼将肉推向挤肉样板。刀具将肉切碎。根据要求不同刀具与样板的型号规格也不同。具体内容由下文一一列出。[4]
3.4刀具
绞刀的作用是切割物料，它的内孔为方形，安装在绞笼前段的方轴上随其一起旋转刀具的规格有2刃，3刃，4刃，6刃，8刃。
绞刀材料为工具钢，其淬火硬度为55-60HRC, 刃口要锋利，与样板配合平面应平整、光滑。
绞刀的几何参数对绞出的肉的颗粒以及产品质量有很大影响。
绞肉时，绞肉机的十字刀片做旋转运动。在转速一定的条件下刀刃离旋转中心点越远则绞肉的线速度越快。并且在螺杆进可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，在单位时间产生的热量为：
Q=F V （3.2）
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）
[6]
。
F-绞肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割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(3-3)所示每一刃部的绞肉(指切割肉的) 线速度分布亦如该图
v ρ
所示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度。
图3.3刀片线速度分布图
图3.3 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布。 其值为：
v p =
πn
30000
⨯ρ
（r ≤ρ≤R ） （3.3）
式中：
v p
－刀片刃部任一点的线速度m ／s ；
n－刀片的旋转速度rpm ；
ρ－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(3-3)A—A 截面]，其刃部后角α较大，而前角γ及刃倾角λ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。[6]
υ-任一刀刃切割肉的线速度（m/s）。
所以绞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线速度应在30-90m/min之间最为理想，因此有这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刀刃的起点半经γ和终点半径R. 。
ρ=
30000
⨯υπn （3.4）
我们已知十字刀片的转速n=320r/min
ρmin 时，ρ=γ
υγ=30m /min =0. 5m /s
30000
⨯0. 5=14. 7m m 320π
当ρmin 时，ρ=R ,
γ=ρ/υ=
υR =90m /min =1. 5m /s
R =ρ/R =
30000
⨯1. 5=44. 00mm 320π
取：r=15mm R=45mm
从分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃来得知刀倾角λ对刀片性能的影响情况[7]。
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 α的圆弧由于刀刃有刃倾角λ，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) 。
椭圆的长半径处的曲率半径，即为刀刃实际纯圆半径r 0e 。 其关系为：
r 0e =r n cos λ（3.5）
由此可见，增大刀倾角λ的绝对值，可减小刀刃的实际钝圆半径r 0e ，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λ0max 就可确定了[参
见图3.4]：
图3.4倾角分析图
λ0max =arcsin r /R （3.6）
初始刃倾角按下式计算： [见图
3.5]
图3.5 初始刃倾角计算用示意图
λ0=arctg r 2-b 2/(R -b )
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 ）;
（3.7）
λ0－初始刃倾角；
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
v v 直于刃的法向速度分量n 和平行于刃的切向速度分量r [8]。[参见图3.6]
v ρ=v n +v τ
即：（3.8）
其值为：
v ρ=
v ρ
πn
30000
⨯p (r ≤p ≤R )
v n =v cos γ
v r =
v sin λ
3.6刀刃上任一点的速度示意图
又因为：
sin λ=τ' /ρ
τ' =R sin λ
cos λ=
ρ2-R 2sin 2λ
30000
所以：
整理得
v n =πn ρ2-R 2sin 2λ /30000
v τ=πnR sin λ /30000（r ≤p ≤R ）（3.9）
式中：v n －刀刃上任一点位置的法向速度分度m/s；
v τ－刀刃上任一点位置的切向速度分量m/s；
ρ－刀刃上任一点至刀片旋转中心距离mm ；
λ －刀刃的初始刃倾角；
τ' －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 ；
根据以上对绞刀各个几何参数的分析，得出绞刀的结构，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。[9]
4. 传动机构的设计
绞笼只有一种工作转速，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，齿轮传动等机构逐级减速后得到。
绞笼的转速不宜太高，因为输送能力并不是随转速增加而增加。当速度达到一定值后，效率反而下降，且速度太高，物料摩擦生热，容易引起物料变性，影响绞肉质量，因此绞笼的转速一般在200-400r/min。[10]
i 总=
1440
=4. 4=i ⨯i 1
326
初步取i 0=1.76 i 1=2.5
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-I-
D 1Z
- -1-绞笼 D 2Z 2
4.1电机的选择
G ⨯W
N=
η
＝4(KW) （4.1）
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。
η－传动效率，取0.75
所以根据N ＝4kw ，n ＝1500r/min，选用Y112M-4，得Y112M-4电机的结构 [11]。
图4.1 Y112M-4电动机的外观图
4.2带传动的设计 设计功率P d 。
P d =K A ⨯P =1. 2⨯4=4. 8kw 。（4.2）
K A －工况系数，查机械设计基础表6-5（P87），取K A ＝1.2。 P －传递的功率。 4.2.1功率计算
G ⨯W
N =
η
(kw) （4.3）
式中：W －切割1kg 物料耗用能量，其值与孔眼有关（kw.h/kg）。
η－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。[12]
4.2.2选定带型
根据p d 和n 1查机械设计手册图6-8（P87），选取普通V 带A 型，n 1－小带轮转速，为1440r/min。
4.2.3传动比
n 11440
=818018r /min
i 0=1.76 n 2＝i ＝1. 76
.
小带轮基准直径
d d 1
（mm ）.
由多功能自动绞肉机设计[J]. 食品与机械, 2006,(02):5-11.
d d 1
＝100mm>
d d m in d d 2
＝75r/min . （mm ）.
大带轮基准直径
d d 2=i ⨯d d 1=1. 76⨯100=176cm
由多功能自动绞肉机设计[J]. 食品与机械, 2006,(02):5-11得
带速验算:
v =
d d 2
=180mm
πd d n 1
1
60⨯1000
=
π⨯100⨯1440
60⨯1000
=7. 54m /s
4.2.4轴间距与带轮基准
a 0=2(d d 1+d d 2) =280mm
所需带的基准长度
L d 0
（mm ）.
L d 0=2a 0+
π
2
(d d 1+d d 2) +
(d d 2-d d 1) 2
4a 0
802
2⨯280+⨯280+
24⨯280 ＝
π
＝886mm
依多功能自动绞肉机设计[J]、食品与机械, 2006，（02）:5-11取L d ＝900mm ，即带型为A －900
实际轴间距 a ：
a ≈a 0+
L d -L d 0
2
=280+
900-886
＝287mm 2
小带轮包角α1
α1=180-
d d 2-d d 1
a
⨯57. 3
=
180 -
80
⨯57. 3
287
= 164
单根V 带的基本额定功率p 1根据带型号、表6-3（P86），取1.32kw.
d d 1
和n 1普通V 带查机械设计基础
i ≠1时单根V 带型额定功率增量∆P 1。
n 1和多功能自动绞肉机设计[J]、根据带型号、食品与机械, 2006，（02）:5-11，取0.15kw.
V 带的根数Z 。
P d 4. 8
==3. 9≈4
(p +∆p ) k k (1. 32+0. 15) ⨯0. 96⨯0. 871a L Z =1
k a －小带轮包角修正系数机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004. 取0.96.
k L －带长修正系数查机械设计手册表6-2（P80），取0.87. 单根V 带的预紧力F 0.
F 0=500(
P 2. 5
-1) d +mv 2k a Zv
2. 54. 8
-1) +0. 1⨯7. 542
0. 964⨯7. 54
=
500(
=134（N ）
m －V 带每米长的质量（kg/m）查机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004取0.1k/gm
作用在轴上的力F ∂.
F r =2F 0Z sin
α1
2
=2⨯134⨯4⨯sin 82 =1061(N )
F r max =3F 0Z sin
F r max
α1
2
=3⨯134⨯4⨯sin 82 =1592(N )
－考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍
4.2.5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R a =3. 2μm ）以减轻带的磨损。 带轮的材料为HT200。查机械设计手册表6-1（P79），得基准宽度制V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径多功能自动绞肉机设计[J]、食品与机械, 2006，（02）:5-11确定轮辐。
小带轮
d d 1
=100mm，采用实心轮，大带轮
d d 2
=176mm，采用孔板轮，取轮缘宽
度B=63mm，轮毂长度L=40mm。大带轮拟采用P-IV 型结构形式。取轴孔径d=33mm。按机械设计手册表6-1和图6-6中的公式确定结构尺寸。
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、小齿轮均为40 ，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；由B1图8－3－9
（d ）中的MQ 级质量指标查得；。
4.3.2按接触强度进行初步设计 （1）确定中心距a
a ≥C m A a (u +1) KT 1
（4.4） 2
φa ∙u ∙[σH ]
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
齿宽系数＝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（参考B1表8－3－27推荐值） 则a ≥476(2. 5+1) 1. 6⨯46. 7
=69. 9mm , 取a ＝80mm 2
0. 4⨯2. 5⨯1008
（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 （3）确定齿数z ,z 初取螺旋角＝13
2a cos β2⨯80⨯cos 13 z 1===29.4 取z 1=30
m (μ+1) 1. 5⨯(2. 5+1)
z 2=μz 1=2.5⨯30=75 取z 2=75 重新确定螺旋角β
β=m n (z 1+z 2) 1. 5⨯(30+75)
==10. 142
2a 2⨯80
（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 =m z /cos =1.5 30/cos =45.7mm d =m z /cos =1.5*75/cos =114.3mm 齿顶圆直径：d = d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm d = d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm
tga n tg 20 0
端面压力角：αt =arctg (查B1表8－3－4) =arctg =20. 292
cos βcos 10. 142基圆直径：d b 1= d1cos αt =⨯cos20.2920=40.2mm
d b 2= d2cos αt =348⨯cos20.2920=107.2mm 齿顶圆压力角：α
at 1=arccos
d b 1
=34.3650 d a 1
α
at 2= arccos
d b 2
=23.9510 d a 2
at 1
端面重合度：εa =
1
[ z1（tg α2π
-tg α）+ z2(tgα
at 2
-tg α)]
=1.9
齿宽：b=φa .a ＝0.4*80＝32 取b 2＝32mm ；b 1＝40mm 齿宽系数：Φd =
32b ==0.7 d 145. 7
b sin β32⨯sin 10. 142
纵向重合度：εβ==1.2 =
πm n π⨯1. 5当量齿数z v 1=z 1/cos 3β＝31.45
z v 2=z 2/cos 3β＝78.628 4.3.3校核齿面接触强度 强度条件：σH ≤[σH ] 计算应力：
σH 1=ZH Z B Z E Z εZ β
Z D
Z B
（4.5）
k A K V K H βK H α
F t μ+1
d 1b μ
σH 2=σH 1
式中：名义切向力F t =
2000⨯T 12000⨯46. 7
==2044N
45. 7d 1
使用系数 KA =1（由B1表8—3—31查取）
动载系数K V =（
A A +200V
）-B
式中：V=
πd 1n 1
60⨯1000
=
π⨯45. 7⨯818
60⨯1000
=1. 95
A=83.6 B=0.4 C=6.57 K V =1.2
齿向载荷分布系数 KH β=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 β≤1. 34非对称支称公式计算）[13]
齿间载荷分配系数K H α=1. 0（由B1表8—3—33查取） 节点区域系数Z H =1.5（由B1图8—3—11查取） 重合度的系数Z ε=0. 77（由B1图8—3—12查取） 螺旋角系数Z β=0. 80（由B1图8—3—13查取） 弹性系数Z E =189. MPa （由B1表8—3—34查取） 单对齿齿合系数 ZB =1
σH 1= σH 2
＝1⨯1. 5⨯189. 8⨯0. 77⨯0. . 05⨯1. 35⨯1. 0＝245.5MPa
许用应力：[σH ]=
2. 5+12044
2. 545. 7⨯32
σH lim
S H lim
Z NT Z L Z V Z R Z W Z X （4.6）
式中：极限应力σH lim =1120MPa
最小安全系数S H lim =1.1（由B1表8—3—35查取） 寿命系数Z NT =0.92（由B1图8—3—17查取）
润滑剂系数Z L =1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于350m ） 速度系数Z V =0.96（按ν=1. 95, 由B1图8—3—20查取） 粗糙度系数Z R =0.9（由B1图8—3—21查取）
齿面工作硬化系数Z W =1.03（按齿面硬度45HRC ，由B1图8—3—22查取） 尺寸系数Z X =1（由B1图8—3—23查取）[14] 则： [σH ]=
1120
⨯0. 92⨯1. 05⨯0. 96⨯0. 85⨯1. 03=826MPa 1. 1
满足σH ≤[σH ] 4.3.4校核齿根的强度 强度条件：σF 1≤[σF 1] 许用应力：σF 1 =
F t
Y Fa Y Sa Y εY βK A K V K F βK F α； bm n
Y F α2Y S α2
（4.7）
Y F α1Y S α1
σF 2=σF 1∙
式中：齿形系数Y F α1=2.61，Y F α2=2.2（由B1图8—3—15（a ）查取）
应力修正系数Y Sa 1=1. 6，Y Sa 2=1. 77（由B1图8—3—16（a ）查取） 重合度系数Y ε=1.9
螺旋角系数Y β=1.0（由B1图8—3—14查取）
齿向载荷分布系数K F β=K H β=1.3（其中N=0.94，按B1表8—3—30计算） 齿间载荷分配系数K F α=1.0（由B1表8—3—33查取） 则σF 1=94.8MPa
N
σF 2=σF 1⨯
1. 77⨯2. 2
=88.3MPa
2. 61⨯1. 6
许用应力：[σF ]=
σF lim
S F lim
Y ST Y NT Y δrelT Y Re lT Y X （4.8）
式中：极限应力σF lim =350MPa
安全系数S F lim =1.25（按B1表8—3—35查取） 应力修正系数Y ST =2（按B1表8—3—30查取）
寿命系数Y ST =0.9（按B1图8—3—18查取）
齿根圆角敏感系数Y δrelT =0.97（按B1图8—3—25查取） 齿根表面状况系数Y Re lT =1（按B1图8—3—26查取） 尺寸系数Y X =1（按B1图8—3—24查取） 则 [σF ]=
350
⨯2⨯0. 9⨯0. 97=489MPa 1. 25
满足，σF 2〈σF 1〈[σF ] 验算结果安全 4.3.5齿轮及齿轮副精度的检验项目计算
（1）确定齿厚偏差代号
确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88（参考B1表8—3—54查取）
（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F i ，F i =F P +F f =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f i ，f i =0.6（f pt +f t ）=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 β=0.012（由B1表8—3—61查取）。 （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E w 。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E ss =-12f pt =-12⨯0.009=-0.108mm，齿厚下偏差
1
1
1
1
E si =-16f pt =-16⨯0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差E WS =E ss *cosα-0.72F T sin α=-0.108⨯cos 200-0.72 ⨯0. 36⨯sin a 200=-0.110mm,下
偏
差
E wi =E si cos α+0.72F T sin α=-0.144⨯cos 200+0.72⨯0.036⨯sin 200=-0.126mm；按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度W kn =87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：87. 652-0. 126
-0. 110
对齿轮传动，检验中心距极限偏差f α，根据中心距a=80mm，由表查得8—3
—65查得f α=±0. 023；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F ic =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f ic =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，f x =0.012mm，
f y =0.006mm（由B1表8—3—
63查取）。
（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）
图4.4齿轮简图
4.4轴的设计
4.4.1选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知绞肉机传递中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由机械设计手册表14-1查得强度极限σb= 650MPa，由机械设计手册表
[]14-8得许用弯曲应力σ-1b =60 M Pa。
4.4.2设计轴的结构并绘制结构草图
1、确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零
件的装拆顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键联接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用肩固定，周向采用过盈配合固定[15]。
2、确定各轴段的直径，轴段①（外伸端）直径最小，d 1=27mm ；考虑到要对安装在轴段①上的联器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d 2为30mm ；用相同的方法确定轴段③、④的直径d3=33mm、d4=30mm。
3、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为63mm ，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为B2=32mm,BI=63mm,B4=47,B2=40mm。 按弯扭合成强度校核轴径.
支点反力为:
F HA =F HB =
F t 22059
=N =1030N 22
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：
M HI =1030⨯
118
N . mm =6077Nmm 2
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
M HI =1030⨯29Nmm =29870Nmm 4、作垂直面内的弯矩图。 5、支点反力为
F VA =
F r 2F a 2⨯d ⎛763. 8405. 7⨯265⎫-= -⎪N =-73. 65N 22l 2⨯118⎭⎝2
F VB =F r 2-F VA =(763. 8-(-73. 65))N =837. 5N
图（5.1）轴的弯矩图
I-I 截面左侧弯矩为：
M VI 左=F VA ⨯
l 118=-73. 65⨯Nmm =-4345Nmm 22 l 118=837. 5⨯Nmm =49410Nmm 22
I-I截面左侧变矩为：
M VI 右=F VB ⨯
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
M V =F VB ⨯29=837. 5⨯29Nmm =24287. 5Nmm （6）作合成弯矩图
M =M 2H +M 2V I-I截面：
M l 左=M 2VI 左+M 2HI =M l 右=M 2VI 左+M 2HI =
-43452=607702Nmm =60925Nmm
494102=607702Nmm =78320Nmm
Ⅱ-Ⅱ截面：
M =M 2V +M 2H =
24287. 52+298702Nmm =39776Nmm
（7）作转矩图
T =9. 55⨯106
P 8=9. 55⨯106⨯Nmm =272900Nmm n 280
（8）求当量弯矩
因绞肉机单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正因数α为0.6。
I-I 截面
M el =M 2I 右+αT =783202+0. 6⨯272900Nmm =181500Nmm
2
2
Ⅱ-Ⅱ截面：
M e =M 2 +αT =397762+0. 6⨯272900Nmm =168502Nmm
2
2
确定危险截面及校核强度
截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩Me Ⅰ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴径d3>d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
Ⅰ-Ⅰ截面：
σe 1=
M e [1**********]00==MPa =19. 9MPa 33W 0. 1d 30. 1⨯45
Ⅱ-Ⅱ截面：
σe 11=
M e [1**********]502
==MPa =26. 3MPa 3
W 0. 1⨯d 20. 1⨯403
所以[σ-1b]=60Mpa，满足σe ≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量[16]。
4.4.3联轴器的选用
1、绞肉机载荷平稳，轴短、刚性大，其传递的转矩也较大，所以选用凸缘联轴器。
2、确定型号，名义转矩： T=9.549×106×P/n =9.549×106×4/1500
=25464N·mm
查凸缘联轴器国家标准，选CYD3型凸缘联轴器，其公称转矩为T n =400×103N ·mm>TC[17].
两轴直径均与标准相符。故主动端选Y 型轴孔，A 型键槽。从动端选J 型轴孔，A 型键槽。许用转速「n 」=6800r/min>n.
3、标记GYD3联轴器25×112/J42×62 GB5843-86
5. 总结
经过这几个月的设计，从中我认识了绞肉机的结构和它的原理。绞肉机主要是由送料机构、切割机构还有驱动机构等组成。送料机构的作用是输送物料前移至切割机构，并在前端对物料进行挤压的。切割机构的作用是对进入挤肉样板孔中的物料进行切割，挤肉样板的孔眼规格有很多种，可以根据不同的工艺要求随时旋旋盖进行更换。螺旋供料器的螺距后面应该比前面小，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，这个力把已切碎的肉从挤肉样板的孔眼中排出。
在绞肉前，首先打开绞肉机，使其运转，把肉料放进入料口，由于物料的自身重量以及螺旋推进器的旋转，把肉料连续的送往铰刀口已进行绞碎。螺旋供料器是一个两端粗细不一的的装置而且螺距后面应比前面小，螺距的直径后面比前面的大，如此推进器就对肉料产生了一定的挤压力，挤压力迫使已切碎的肉质从挤肉板上的出肉孔中挤出。挤肉样板的不同规格的孔眼比如肥肉需要粗绞，瘦肉需要细绞，这样可以用调换挤肉板的方式来达到这个要求。
本次设计的优点是：结构比较简单，经济实用，两用的性能，相对于单性能绞肉机应用更为广泛。
缺点是：效率低，工作量小，精度低，绞肉前需进行人工剔除筋骨。人工拆卸手摇臂。
随着经济与技术的发展，绞肉机正在向着多功能一体化发展。
参考文献
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【17】成大先. 机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2004.17-19
致谢 本次的设计是在老师的悉心指导下完成的，严谨的工作作风和细致的工作态度让我学到了很多。首先是知识上的丰富，通过穆老师的引导，我对大学这几年学到的知识得到了运用；再就是生活上，穆老师充分考虑到我们每个人的工作时间，合理的安排我们的设计时间，让我们都能顺利的完成设计。
通过这次的设计，我翻阅了很多的书籍和资料，对以往理解不是很深刻的知识加深了许多。对于专业知识也在和导师、同学的交流的时候得到了长进，我相信，这会在我之后的工作中发挥很大的作用。
最后，再一次感谢我的导师老师还有所有帮助过我的同学们。