绞肉机设计.docx

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1、绞肉机的设计绞 肉 机 设 计 明 书 论 文目录目录1中文摘要3ABSTRACT3第 1 章 绪论3第 2 章 结构及工作原理42.1 绞肉机的结构42.1.1 送料机构42.1.2 切割机构42.1.3 驱动机构42.2 绞肉机的工作原理5第 3 章 螺旋供料器的设计53.1 绞笼的设计53.1.1 绞笼的材料63.1.2 螺旋直径63.1.3 螺旋供料器的转速63.1.4 螺旋节距63.2 绞筒的设计6第 4 章 传动系统的设计74.1 电机的选择74.2 带传动的设计84.2.1 设计功率84.2.2 选定带型84.2.3 传动比84.2.4 小带轮基准直径84.2.5 大带轮基准直径

2、84.2.6 带速验算84.2.7 初定轴间距94.2.8 所需带的基准长度94.2.9 实际轴间距94.2.10 小带轮包角94.2.11 单根V 带的基本额定功率94.2.12 i s 1 时单根 V 带型额定功率增量94.2.13 V 带的根数94.2.14 单根V 带的预紧力104.2.15 作用在轴上的力10274.2.16 带轮的结构和尺寸104.3 齿轮传动设计114.3.1 选择材料，确定o H lim 和o F lim 及精度等级114.3.2 按接触强度进行初步设计114.3.2.1 确定中心距114.3.2.2 确定模数114.3.2.3 确定齿数114.3.2.4 计算

3、主要的几何尺寸124.3.3 校核齿面接触强度124.3.4 校核齿根的强度134.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算154.3.5.1 确定齿厚偏差代号154.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值154.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值154.3.5.4 确定齿坯的精度164.4 轴的设计174.4.1 按扭转强度计算17第 5 章 绞刀的设计185.1 绞刀的设计185.1.1 刀刃的起讫位置195.1.2 刀刃的前角195.1.3 刀刃的后角215.1.4 刀刃的刃倾角215.1.5 刀刃上任一点位量上绞肉速度235.1.6 绞刀片的结构24第 6 章 生产能力

4、分析256.1 绞刀的切割能力256.2 绞肉机的生产能力256.3 功率消耗25设计总结26鸣谢26参考文献26中文摘要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，绞笼ABSTRACTThe principle, technical parematers, transmiting system and main parts structure of mincing machine were introduced. The productingcapacity was analysed.Keywords Mi

5、ncing machine Holds plate Cutting blade Transfer augerKey words: meat chopper ，reamer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

6、，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

7、艺的要求，该机亦可作为其他原料的挤压设备。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 21 所示。图 21 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

8、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 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

9、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，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。

10、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。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 31 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

11、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。节 距 t 1 30 20 20 4 0 5 5 80 105 1 302 . 51 .610 80 24 30 40 8070105 30 5 77 .2 93.1.1 绞笼的材料绞笼的材料选为 HT2003.1.2 螺旋直径图 31 绞笼GD = K 2.5 jqC0.136 m取 D160mmG生产能力,由原始条件得 G1T/HK物料综合特性系数,查表 1-16 得 K0.071j -物料得填充系数查B4 表 116 得j 0.15q 物料的堆积密度 t/m 3

12、猪肉的为 1.5t/m 3C与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B4 表 115 得 C13.1.3 螺旋供料器的转速 由原始数据n326r/min3.1.4 螺旋节距实体面型螺旋的节距 tD3.2 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图 32 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

13、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。i= 1440 = 4.4 = i总326 i1由传动比标准系列查 B2 表 21初步取i0 = 1.76i1 = 2.5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G WN=y4(KW)G绞肉机的生产能力，1000kg/hW切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼直径有

14、关，d 小则 w 大，当 d3mm， 取 w0.0030kw.h/kg。（查 B5p 75 ）y 传动效率，取 0.75所以根据N4kw，n1500r/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 41 Y112M4 电动机的外观图4.2 带传动的设计4.2.1 设计功率 PdPd = KA P = 1.2 4 = 4.8kwK A 工况系数，查 B1 表 8122 ，取 K A 1.2P传递的功率4.2.2 选定带型根据 pd 和 n1 查 B1 图 812 选取普通 V 带 A 型， n1 小带轮转速，为 1440r/

15、min4.2.3 传动比i = 1.76n n1 1440 = 818018r / min02i1.76d4.2.4 小带轮基准直径d （mm）1由 B1 表 8112 和表 8114 选定ddd 100mm d75r/min1mind4.2.5 大带轮基准直径d（mm）2ddd= i d21= 1.76 100 = 176cmd由 B3 表 87 得d=180mm24.2.6 带速验算ndd n1v = 1=60 1000n 100 1440 60 1000= 7.54m / s vmax= 25 - 30m / s4.2.7 初定轴间距a0 （mm）12a0 = 2(dd + dd ) =

16、 280mmd4.2.8 所需带的基准长度 L （mm）0n(d- d )2Ld 0= 2a0 +2 (dd1+ dd2) + d 2d14a 2 280 + n2886mm 280 +08024 280依 B1 表 818 取 Ld 900mm，即带型为 A9004.2.9 实际轴间距 aa = a0+ Ld - Ld02= 280 + 900 - 886287mm24.2.10 小带轮包角616 = 180 - dd 2 - dd1 57.31a=180 -80287 57.3= 1644.2.11 单根 V 带的基本额定功率 p11根据带型号、dd 和 n1 普通 V 带查 B1 表 8

17、127（c）取 1.32kw4.2.12 i s 1 时单根 V 带型额定功率增量OP1根据带型号、n1 和i 查 B1 表 8127（c）取 0.15kw4.2.13 V 带的根数 ZZ =Pd( p1 + Op1 )ka kL=4.8(1.32 + 0.15) 0.96 0.87= 3.9 = 4ka 小带轮包角修正系数查 B1 表 8123,取 0.96kL 带长修正系数查 B1 表 818，取 0.874.2.14 单根 V 带的预紧力 F00F = 500( 2.5 - 1) Pd+ mv 2kaZv= 500( 2.50.96=134（N）- 1)4.84 7.54+ 0.1 7.

18、542mV 带每米长的质量（kg/m）查 B1 表 8124，取 0.1k/gm4.2.15 作用在轴上的力 F6F = 2F Z sin 61= 2 134 4 sin 82 = 1061( N )602F= 3F Z sin 61= 3 134 4 sin 82 = 1592( N )6 max02F6 max 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 Ra = 3.2mm ）以减轻带的磨损。带轮的材料为 HT200。查 B1 表

19、8110 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 8116 确定轮辐9 158.7 2.750.1 A110.1 A B 639 1511343.20.1 A0.1 A B8.7 2.75 12 BBA2*45180A24540 40 63图 42 小带轮图 43 大带轮4.3 齿轮传动设计4.3.1 选择材料，确定o H lim 和o F lim 及精度等级。参考 B1 表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大、小齿轮均为 40 Cr ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 4550HRc；精度等级为 6 级。按硬度下限值，由 BI 图 838（d）中的 MQ 级

20、质量指标查得o H lim1 = o H lim 2 = 1120MPa ；由 B1 图 8 3 9 （ d ） 中 的 MQ 级 质 量 指 标 查 得 o FE1 = o FE 2 = 700MPa ；o F lim1 = o F lim 2 = 350MPa 。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 8327 公式进行设计）KT1$2a Cm Aa (u + 1)3a u o H 式中：配对材料修正系数 Cm1（由 B1 表 8328 查取） 螺旋角系数 Aa476（由 B1 表 8329 查取）载荷系数 K1.6（参考 B1 表 8327 推荐值

21、）P小齿轮额定转矩T1 = 9549 n= 9549 4 = 46.7(N M ) 818齿宽系数$a 0.4（参考 B1 表 834 推荐值） 齿数比 u=i=2.5许用接触应力o H = 0.9o H lim = 0.9 1120 = 1008MPa （参考 B1 表 8327 推荐值）1.6 46.7则a 476(2.5 + 1)3 = 69.9mm, 取 a80mm0.4 2.5 100824.3.2.2 确定模数 m (参考 B1 表 834 推荐表)m=(0.0070.02)a=0.561.6, 取 m=1.5mm4.3.2.3 确定齿数 z 1 ,z 2初取螺旋角 13 2a c

22、os z1= m(m + 1) =2 80 cos131.5 (2.5 + 1)=29.4取 z 1 =30z 2 =z1=2.5 30=75取 z 2 =75重新确定螺旋角 = arccos mn (z1 + z2 ) = arccos1.5 (30 + 75) = 10.1422a2 804.3.2.4 计算主要的几何尺寸（按 B1 表 835 进行计算）分度圆的直径d 1 =m z1/cos =1.5 30/cos =45.7mm d 2 =m z 2 /cos =1.5*75/cos =114.3mm齿顶圆直径d a1 = d 1 +2h a =45.7+2 1.5=48.7mmd a

23、 2 = d 2 +2h a =114.3+2 1.5=117.3mm端面压力角a = arctg tgan tcos = arctgtg20cos10.142= 20.2920(查 B1 表 834)b1t基圆直径d = d 1 cosa = cos20.292 0 =40.2mmb 22td= d cosa =348 cos20.292 0 =107.2mm齿顶圆压力角aat1=arccos db1 =34.365 0da at 2a1= arccos db 2 =23.951 0da 2端面重合度s =1a2n z1（tgaat1 -tg a ）+ z 2 (tg aat 2 -tga

24、)=1.9齿宽b=$a .a0.4*8032 取b 2 32mm；b 1 40mm齿宽系数8 = bdd132=0.745.7纵向重合度s =b sin nmn= 32 sin 10.142n 1.5=1.2当量齿数z= z / cos3 31.45v11v 22z= z / cos3 78.6284.3.3 校核齿面接触强度（按 B1 表 8310 校核）k K KFt m + 1A VHHa d bK1m强度条件：o H o H 计算应力：o H 1 =Z HZ B Z E Z s Z o H 2 = oZDH 1 Z式中：名义切向力 FBt= 2000 T1 = 2000 46.7 =2

25、044Nd145.7使用系数 K A =1（由 B1 表 8331 查取）A +200VK动载系数=（VA） - B式中V=nd1n160 1000= n 45.7 818 = 1.95 m 60 1000sA=83.6B=0.4C=6.57=1.2KV齿向载荷分布系数 K H =1.35（由 B1 表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6 级精度 K H 1.34 非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数KHa= 1.0 （由 B1 表 8333 查取）节点区域系数ZH = 1.5（由 B1 图 8311 查取）MPa重合度的系数螺旋角系数Zs = 0.77Z = 0.80（由 B1 图

26、8312 查取）（由 B1 图 8313 查取）弹性系数ZE = 189.8（由 B1 表 8334 查取）单对齿齿合系数 Z B =1o H 1 =o H 21.05 1.35 1.0 2.5 + 120442.545.7 3211.5 189.8 0.77 0.80245.5MPaH许用应力：o = o H lim ZZ Z Z Z ZSH limNTL VR WX式中：极限应力o H lim =1120MPa最小安全系数SH lim =1.1（由 B1 表 8335 查取） 寿命系数Z NT =0.92（由 B1 图 8317 查取）润滑剂系数ZL =1.05（由 B1 图 8319 查

27、取，按油粘度等于 350 m s ）速度系数ZV =0.96（按v= 1.95 m s , 由 B1 图 8320 查取）粗糙度系数ZR =0.9（由B1 图 8321 查取）齿面工作硬化系数ZW =1.03（按齿面硬度 45HRC，由 B1 图 8322 查取） 尺寸系数Z X =1（由 B1 图 8323 查取）1120则： o H =1.1 0.92 1.05 0.96 0.85 1.03 =826MPa满足o H o H 4.3.4 校核齿根的强度（按 B1 表 8330 校核）强度条件：o F1 o F1 许用应力：o F1 =Ft bmnYFaYSaYs YK A KVKFKFa

28、；o= o YFa 2YSa 2F 2F1YFa 1YSa 1式中：齿形系数YFa 1 =2.61， YFa 2 =2.2（由 B1 图 8315（a）查取）应力修正系数YSa1 = 1.6 ， YSa 2 = 1.77 （由 B1 图 8316（a）查取）重合度系数Ys =1.9螺旋角系数Y =1.0（由B1 图 8314 查取）N齿向载荷分布系数 KF = KH =1.3（其中 N=0.94，按 B1 表 8330 计算）齿间载荷分配系数 KFa =1.0（由 B1 表 8333 查取）则o F1 =94.8MPao F 2 = o F1 1.77 2.2 =88.3MPa2.611.6F

29、许用应力：o = o F lim Y Y YYY（按o值较小齿轮校核）SF limST NT6relTRe lT XF lim式中：极限应力o F lim =350MPa安全系数SF lim =1.25（按 B1 表 8335 查取） 应力修正系数YST =2（按 B1 表 8330 查取） 寿命系数YST =0.9（按 B1 图 8318 查取）齿根圆角敏感系数Y6relT =0.97（按 B1 图 8325 查取） 齿根表面状况系数YRe lT =1（按 B1 图 8326 查取）尺寸系数YX =1（按 B1 图 8324 查取）350则o F =1.25 2 0.9 0.97 = 489

30、MPa满足，o F 2 o F1 o 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：6KL GB1009588（参考 B1 表 8354 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 8358 查取）第公差组检验切向综合公差 F 1，F 1= F + F=0.063+0.009=0.072mm,(按 B1 表 8369iiPf计算，由 B1 表 8360，表 8359 查取)；ipti第公差组检验齿切向综合公差 f 1 ， f 1 =0.6（ f+（按 B1 表 8369 计算，由B1 表

31、 8359 查取）；f t ）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，第公差组检验齿向公差 F =0.012（由 B1 表 8361 查取）。4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值（参考 B1 表 8358 选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差 Ew 。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353 的计算式求得 齿 厚 的 上 偏 差Ess=-12f pt=-12 0.009=-0.108mm ， 齿 厚 下 偏 差Esi=-16f pt=-160.009=-0.144mm ； 公 法 线 的 平 均 长 度 上 偏 差0? 470 0 ,1? 458E= E *cos a -0.

32、72 F sin a =-0.108 cos 200 -0.72 0.36 sin a200 =-0.110mm,下偏差WSssTE = E cosa +0.72 F sina =-0.144 cos 200 +0.72 0.036 sin 200 =-0.126mm；按表 83wisiT19 及其表注说明求得公法线长度Wkn =87.652， 跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为：87.652-0.110-0.126对齿轮传动，检验中心距极限偏差 fa ，根据中心距 a=80mm，由表查得 8365 查得fa = 0.023 ；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小于 4

33、0%，沿齿长不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差 Fic =0.05+0.072=0.125mm（根据 B1 表 8358 的表注 3，由 B1 表 8369，B1 表 8359 及 B1 表 8360 计算与查取）；检验齿切向综合公差 fic =0.0228mm（根据 B1 表 8358 的表注 3，由 B1 表 8369，B1 表 8359 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 8363 查取）。4.3.5.4 确定齿坯的精度要求按 B1 表 8366 和 8367 查取。1.60.8 882*450.81.61

34、.60.014 A128? 52.8? 94.75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 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5T3 = A3 nPd 式中:d轴的直径，mmT轴传递的转矩，N.mmP轴传递的额定功率，kwn轴的转速，r/min 轴材料的许用切应力，Mpa30A系数，见【1】表 418，这里取 120根据上面公式计算，齿轮轴的最小直径d20mm；大齿轮轴的最小直径 d20mm 依据结构，设计如图2 2 3 2 0 2 2 4

35、0 2 0 1 5 4 5 4 0+0,079? 250,02 ? 31? 45,7 ? 31+0,079? 250,02 ? 23 +0,079? 200,02? 16 2 6图 45 齿轮轴 63 32 47 2*45 0 .826 ? 27+0,079? 300,02+0,079? 330,02+0,079? 300,02182图 46 低速轴第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 ZG65 Mn 材料制造，淬火硬度为 HRC55 60，刃口

36、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。q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. 。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：vp =nn q30000（ r q R ）式中： vp 刀片刃部任一点的线速度 ms；n刀片的旋转速度 rpm；q 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(5-1)AA

37、 截面，其刃部后角a 较大，而前角y 及刃倾角Z 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：Q = F V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

38、）（参见第二部分刀刃的前角式4)v 任一刀刃切割肉的线速度（ms）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 90mmin 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y 和终点半径 R。根据式1得：q = 30000 vnn3我们已知十字刀片得转速n326r/min当 q min 时， q = y ，vr 30m/min=0.5m/sy = q /v = 30000 0.5 = 14.65mm326n当 q min 时， q = R ，vR = 90m / min = 1.5m / sR q / R =30000326n1.5 = 43.94mm圆整后取:r=15mmR=45mm5.1.2 刀刃的前角y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。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：.F = Fna + Ffa + F + Fny其值为：+ FfyFna + Ffy cos y = Fny sin yF = .F + Ffa + Fny cos y + Ffy sin y因为刀刃与网眼板的摩擦力为：Ffa= Fna ma肉与前刀面的摩擦力为：Ffa= Fny my整理得：F = F