1、1目目 录录第一章第一章 结构及工作原理结构及工作原理1.1 绞肉机的结构绞肉机的结构 -第二章第二章 螺旋供料器的设计螺旋供料器的设计 -2.1 绞龙的设计绞龙的设计 -2.2 绞筒的设计绞筒的设计 -第三章第三章 传动系统的设计传动系统的设计3.13.1 电机的选择电机的选择 -3.23.2 带传动的设计带传动的设计 -3.3 齿轮传动设计齿轮传动设计 -3.43.4 轴的设计轴的设计 -第四章绞第四章绞 刀刀 设设 计计4.1 绞刀的设计 -4.2 刀片磨损后的修复 -4.3 理论分析 -第五章生产能力分析第五章生产能力分析5.15.1 绞刀的切割能力绞刀的切割能力 -5.2 绞肉机的生
2、产能力 - 5.3 功率消耗 -5.4 绞肉机生锈去锈的方法 -5.5 绞肉机的使用方法 -5.6 绞肉机操作规程 -第六章 设 计 总 结 -第七章参 考 文 献 -2第一章第一章 结结 构构 及及 工工 作作 原原 理理1.11.1 绞肉机的结构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 11 所示。图 11 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1.1.1 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。
3、1.1.2 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。1.1.3 驱动机构包括电机 10、皮带轮 9、12、减速器 8、机架 I 等第二章 螺旋供料器的设计2.12.1 绞龙的设计绞龙的设计如图 21 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。3R5301020202430408070805540801051301
4、.6577.29节距t1302.5105图 21 绞笼2.1.1 绞笼的材料绞笼的材料选为 HT2002.1.2 螺旋直径0.136 m 取 D160mm5 . 2CGKDG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 K0.071 -物料得填充系数查 B4 表 116 得0.15 物料的堆积密度 t/m 猪肉的为 1.5t/m33 C与螺旋供料器倾角有关的系数，查 B4 表 115 得 C12.1.3 螺旋供料器的转速由原始数据n326r/min2.1.4 螺旋节距 实体面型螺旋的节距 tD2.22.2 绞筒的设计绞筒的设计 由于肉在绞筒内受到搅动，且受挤压力的反
5、作用力作用，物料具有向后倒流的趋势，4因此在绞筒的内壁上设计了 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。 绞筒的材料可选用铸铁，选 HT200 图 22 绞筒 第三章第三章 传动系统的设计传动系统的设计由于绞笼只有一种工作转速，则从电动机至绞笼的运动路线为定比传动，其总的传动比可通过带传动、齿轮传动等机构逐级减速后得到。 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，效率不但不会提高反会而下降，且如果速度过高，容易引起物料磨擦生热，出口处的压力升高，易引
6、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。 14 . 43261440iii总由传动比标准系列查 B2 表 21初步取1.76 2.50i1i 根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如下：3.13.1 电机的选择电机的选择N=4(KW)WGG绞肉机的生产能力，1000kg/h5W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，d 小则 w 大，当d3mm，取 w0.0030kw.h/kg。 （查 B5p）75 传动效率，取 0.75所以根据 N4kw，n1500r/min，查 B1 表 10-4-1 选用 Y112M-
7、4，再查 B1 表 10-4-2 得 Y112M-4 电机的结构。 3.23.2 带传动的设计带传动的设计3.2.1 设计功率dP kwPKPAd8 . 442 . 1 工况系数，查 B1 表 8122 ，取1.2AKAK P传递的功率3.2.2 选定带型根据和查 B1 图 812 选取普通 V 带 A 型，小带轮转速，为dp1n1n1440r/min3.2.3 传动比 1.76 0i2nin1min/018.81876. 11440r3.2.4 小带轮基准直径（mm）1dd 由 B1 表 8112 和表 8114 选定 100mm75r/min 1ddmindd3.2.5 大带轮基准直径（m
8、m）2dd cmdiddd17610076. 112 由 B3 表 87 得=180mm2dd63.2.6 带速验算 smvsmndvd/3025/54. 71000601440100100060max113.2.7 初定轴间距（mm）0a mmddadd280)(22103.2.8 所需带的基准长度（mm）0dL 0204)()(2212210addddaLddddd 280480280228022 886mm 依 B1 表 818 取900mm，即带型为 A900dL3.2.9 实际轴间距 a mmLLaadd28728869002802003.2.10 小带轮包角1 3 .5718012
9、1adddd =3 .5728780180 = 1643.2.11 单根 V 带的基本额定功率1p 根据带型号、和普通 V 带查 B1 表 8127（c） 取 1.32kw1dd1n3.2.12 时单根 V 带型额定功率增量1i1P7根据带型号、和 查 B1 表 8127（c） 取 0.15kw1ni3.2.13 V 带的根数 ZZ =49 . 387. 096. 0)15. 032. 1 (8 . 4)(11LadkkppP小带轮包角修正系数查 B1 表 8123,取 0.96ak带长修正系数查 B1 表 818，取 0.87Lk3.2.14 单根 V 带的预紧力0F 20) 15 . 2(
10、500mvZvPkFda =254. 71 . 054. 748 . 4) 196. 05 . 2(500 =134（N） mV 带每米长的质量（kg/m）查 B1 表 8124，取 0.1k/gm3.2.15 作用在轴上的力F )(106182sin413422sin210NZFF )(159282sin413432sin310maxNZFF 考虑新带初预紧力为正常预紧力的 1.5 倍maxF3.2.16 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）以减轻带的磨损。mRa2 . 3带轮的材料
11、为 HT200。查 B1 表 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83.3 齿轮传动设计齿轮传动设计3.3.1 选择材料，确定和及精度等级。limHlimF 参考 B1 表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大、小齿轮均为 40，rC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 级质量指标查得；由 B1 图 839（d）中的 MQ 级质量指标查得MPaHH11202lim1lim；。MPaFEFE70021MPaFF3502lim1lim3.3.2 按接
12、触强度进行初步设计 确定中心距 a（按 B1 表 8327 公式进行设计） 321) 1(HaamuKTuACa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） 小齿轮额定转矩)(7 .468184954995491MNnPT 齿宽系数0.4（参考 B1 表 834 推荐值）a 齿数比 u=i=2.5 许用接触应力（参考 B1 表MPaHH100811209 . 09 . 0lim8327 推荐值） 则取 a80mm,9 .6910085 . 24 . 0
13、7 .466 . 1) 15 . 2(47632mma 确定模数 m (参考 B1 表 834 推荐表) m=(0.0070.02)a=0.561.6, 取 m=1.5mm 确定齿数 z ,z12初取螺旋角13z =29.4 取 z =301) 1(cos2ma) 15 . 2(5 . 113cos8021z =z =2.530=75 取 z =75212重新确定螺旋角 142.10802)7530(5 . 1arccos2)(arccos21azzmn 计算主要的几何尺寸（按 B1 表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z /cos=1.5
14、30/cos=45.7mm11 d =m z /cos=1.5*75/cos=114.3mm22齿顶圆直径 d= d +2h =45.7+21.5=48.7mm1a1a d= d +2h =114.3+21.5=117.3mm2a2a端面压力角 (查 B1 表0292.20142.10cos20costgarctgtgaarctgnt834)基圆直径 d= dcos=cos20.292 =40.2mm1b1t0 d= d cos=348cos20.292 =107.2mm2b2t0齿顶圆压力角 =arccos=34.3651at11abdd0 = arccos=23.9512at22abdd0
15、10端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg)a2111at22at =1.9齿宽 b=.a0.4*8032 取 b 32mm；b 40mma21齿宽系数 =0.7d1db7 .4532纵向重合度 =1.25 . 1142.10sin32sinnmb当量齿数 31.45311cos/zzv 78.628322cos/zzv3.3.3 校核齿面接触强度 强度条件：HH 计算应力：=ZZZZ Z 1HHBE11bdFKKKktHHVA = 2H1HBDZZ式中：名义切向力 F =2044Nt112000dT7 .457 .462000使用系数 K=1（由 B1 表 8331 查取）A
16、动载系数 =（）VKVAA200B式中 V=smnd95. 11000608187 .4510006011A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK11齿向载荷分布系数 K=1.35（由 B1 表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调H整，6 级精度 K非对称支称公式计算）H34. 1齿间载荷分配系数 （由 B1 表 8333 查取）0 . 1HK节点区域系数 =1.5（由 B1 图 8311 查取）HZ重合度的系数 （由 B1 图 8312 查取）77. 0Z螺旋角系数 （由 B1 图 8313 查取）80. 0Z弹性系数 （由 B1 表 8334 查取）MPaZE8 .189单对
17、齿齿合系数 Z=1B= 1H2H327 .4520445 . 215 . 20 . 135. 105. 180. 077. 08 .1895 . 11245.5MPa许用应力：=HXWRVLNTHHZZZZZZSlimlim式中：极限应力=1120MPalimH最小安全系数=1.1（由 B1 表 8335 查取）limHS寿命系数=0.92（由 B1 图 8317 查取）NTZ润滑剂系数=1.05（由 B1 图 8319 查取，按油粘度等于 350）LZsm速度系数=0.96（按由 B1 图 8320 查取）VZ,95. 1sm粗糙度系数=0.9（由 B1 图 8321 查取）RZ齿面工作硬化
18、系数=1.03（按齿面硬度 45HRC，由 B1 图 8322 查取）WZ12尺寸系数=1（由 B1 图 8323 查取）XZ则： =826MPaH03. 185. 096. 005. 192. 01 . 11120满足HH3.3.4 校核齿根的强度（按 B1 表 8330 校核）强度条件：1F1F 许用应力： =； 1FFFVASaFantKKKKYYYYbmF112212SFSFFFYYYY式中：齿形系数=2.61， =2.2（由 B1 图 8315（a）查取）1FY2FY应力修正系数，（由 B1 图 8316（a）查取）6 . 11SaY77. 12SaY重合度系数 =1.9Y螺旋角系数
19、=1.0（由 B1 图 8314 查取）Y齿向载荷分布系数=1.3（其中 N=0.94，按 B1 表 8330 计算）FKNHK齿间载荷分配系数=1.0（由 B1 表 8333 查取）FK则 =94.8MPa1F=88.3MPa2F1F6 . 161. 22 . 277. 1许用应力：= （按值较小齿轮校核）FXlTrelTNTSTFFYYYYYSRelimlimlimF式中：极限应力=350MPalimF安全系数=1.25（按 B1 表 8335 查取）limFS13应力修正系数=2（按 B1 表 8330 查取）STY寿命系数=0.9（按 B1 图 8318 查取）STY齿根圆角敏感系数=
20、0.97（按 B1 图 8325 查取）relTY齿根表面状况系数=1（按 B1 图 8326 查取）lTYRe尺寸系数=1（按 B1 图 8324 查取）XY则 =FMPa48997. 09 . 0225. 1350 满足， 验算结果安全2F1FF3.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮） 确定齿厚偏差代号确定齿厚偏差代号为：6KL GB100958 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm,第公1iF1iFfPFF 差组检验齿切向综合公差，=0.6（）=0.6（0.009+0.011）=
21、0.012mm， 1if1iftptff第公差组检验齿向公差=0.012。F 确定齿轮副的检验项目与公差值对齿轮，检验公法线长度的偏差。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353 的wE计算式求得齿厚的上偏差=-12=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-ssEptfsiE16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-0.72sinptfWSEssETF=-0.108cos-0.72 =-0.110mm,下偏差=cos+0.72020020sin36. 0awiEsiEsin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；
22、按表 8319 及其表TF020020注说明求得公法线长度=87.652，跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为：knW14110. 0126. 0652.87对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距 a=80mm，由表查得 8365f查得=；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小于 40%，f023. 0沿齿长不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据 B1 表icF8358 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=0.0228mmicf（根据 B1 表 8
23、358 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，=0.012mm，=0.006mm（由 B1 表 8363 查xfyf取） 。 确定齿坯的精度要求按 B1 表 8366 和 8367 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。3.43.4 轴的设计轴的设计3.4.1 按扭转强度的计算用实心轴 335nPATd式中:d轴的直径，mm T轴传递的转矩，Nmm P轴传递的额定功率，kw n轴的转速，r/min 轴材料的许用切
24、应力，Mpa30 A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 d20mm15依据结构第四章绞第四章绞 刀刀 设设 计计4.1 绞刀的设计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(41)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 4-1 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布其值为： （）30000nvpRr式中：刀片刃部任一点的线速度 ms；pv n刀片的旋转速度 rpm；
25、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 截面，其刃部后角较大，而前16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。4.1.1 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
26、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（Js） 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)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，即刃的起点半径和终点半径 R。根据式1得： 3n30000我们已知十字刀片得转速n326r/min当时，min 30m/min=0.5m/sr mm65.145 . 032630000/当时， min
27、R17 smmR/5 . 1min/90RmmR94.435 . 132630000/圆整后取:r=15mm R=45mm4.1.2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。图4-2 与网眼板相接触的刀刃的受力分析根据图5-2可知：fnfnFFFFFF其值为：sincossincosfnfnfnFFFFFFFF因为刀刃与网眼板的摩擦力为：nfFF肉与前刀面的摩擦力为：nfFF整理得： 4cos)1 ()(2nnFFFF式中：F铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N）18 刀片绞肉时肉的剪切抗力（N）F 刀刃与网眼板的摩擦系数 肉被剪切时与前刀面
28、的摩擦系数 刀片的前角（） 网眼板作用于刀刃上的压力（N）900nF 肉被切割时作用于前刀面的压力（N）nF由于 AF式中：肉的抗剪应力，与肉的质地有关 肉被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关A 所以与肉的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，可以看成为常量，故FF令 。1CF 由于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nF令。是刀片切割肉时，肉对前刀面的压力与速度v有关，故令。2CFnFvnFF简化式4得： 5cos)1 ()(221vFCCF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
29、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：(肉质软取大值，反之取小值)4025 4.1.3刀刃的后角19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V B下，后角大的刀片由新用到钝所磨去的金属体积较大如
30、图5-3所示。这说明增大后角可提高刀片的耐用度，但同时也带来的问题是刀片的N B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：(肉质软取大值反之取小值)53 图4-3 后角与VB、NB的关系4.1.4 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的圆弧图 54，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r弧(斜剖刀刃圆柱所得)20图 4-4 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。 er0其
31、关系为： 6 cos0nerr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，这就说明增er0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，其最大初始刃倾角就可确定了参见图max05-5：图 4-5 7Rr /arcsinmax0初始刃倾角按下式计算： 见图 5-621图 4-6 初始刃倾角计算用示意图 8)/(220bRbrarctg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）; 初始刃倾角；04.1.5 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，将可以分解为垂直于v刃的法向速度
32、分量和平行于刃的切向速度 分量。参见图 5-7nvrv即：vvvn其值为：)(30000Rprpnvcosvvnsinvvr22图 47 刀刃上任一点的速度示意图又因为：/sin sinR所以：30000sincos222R整理得30000/sin222Rnvn （）30000/sinnRv Rpr 式中：刀刃上任一点位置的法向速度分度 ms；nv 刀刃上任一点位置的切向速度分量 ms；v 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；4.1.6 刀片的结构根据以上对绞刀各个几何参数的分析，此绞刀的
33、特点：231、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。4.2 刀片磨损后的修复刀片磨损后的修复绞肉机刀片的切削刃因强烈的磨料磨损导致耐用度很低。一般的修复方法是在磨损的切削刃上进行多层堆焊，但其劳动量大，不能保证修复后的刀片金属组织与初始组织完全相同。因此我们需要研究一种相对更好的刀片修复方法。其中有一种工艺是将磨损的刀片预加热到塑性变形程度，然后再模具内将非工作的刀片后表面上多余的金属强制移动到磨损的切削刃上
34、，目的是补偿磨损量和建立后续的磨削余量。4.3 理论分析理论分析第一阶段的变形时利用工程计算法和滑移线法分析的。作为基础是采用刚塑性变形图。平镦楔形毛坯的示意图如图 4.a 所示。按照该图，有假定中性层，金属相对这中性层流到对侧的毛坯厚端和薄端上。对于上述平镦图，法向应力图是在滑移线基础上绘制的（如图 4.b） 。法向应力值在中性层上达到最大。 但是就我们的意愿来说只希望金属能流向厚端的一方，因此假定采用毛坯薄端线上的中性层位置。在这种情况下，法向应力图仅代表左面的“分支”图。如图 4.b 所示，其离 y 轴的距离为，若热锻模对金属流动的边界条件取模具壁上最大摩擦情况HOL（对于图中可以利用普
35、遍情况取摩擦系数等于 0.5） ，则为了描述法向应力用下列方程：ln （1）sy11rhh24式中是在变形温度时金属的屈服极限：一楔形毛坯的楔角度：h 是在被研究截s面内的毛坯高度，在中性层线上的毛坯高度。对于被研究的情况，若取图 1 和图 2rh中的标注符号，方程（1）可以写成下式：ln （2）sy111HH全力是空间应力图沿刀片整个变形表面的体积，可以通过方程（2）的积分求得：1+dx=nL (3)s1nLP01HHln10sL1HHln11式中 n-刀片数，n=4；L 刀片切削部分的长度（见图 1） ； -中间截面内刀片的宽0l度，；-刀片的楔角度，=2arctg；2/bal0）（ 01
36、l 2HHH，-刀片的厚端和薄端的高度（见图 2） 。1H第二变形阶段的分析得利用为确定封闭模锻力且金属流入缝隙的方法进行的。在最大摩擦的条件下，金属沿边壁 NM 移动的法向应力（见图 2）可用下式确定： （4）（s /h578. 0yAs式中 h-边刃高度（在被研究的情况这是修复后的刀片切削刃的所需高度） ；s-刀片工作刃的厚度。当进入缝隙时，金属处于塑性变形状态，因此滑移点从 A 点沿模具的倾斜表面通过到 B 点。这是滑移线的回转角 将等于,因为当摩擦最大时，在 A 点的1）（2/滑移线相切于角下的垂直壁，且对斜壁应位于 90 角度。于是，在 C 点的相对法向o0o应力将等于： + （5）
37、sycsya1s平均式中按公式（2）确定的金属从楔形块流出时引起的应力。在 C 点内的法向平均25应力可按一下公式求得： (6)）（）（1sycHHln112sh82. 3总力可通过沿整个变形面积的积分求得： （7）（10s2HHln212sh82. 4LlP分析公式（7）表明，最大变形力值是在变形过程的结束相位上达到的。从公式中同样可以看出，随着刀片楔角的增大，变形力逐渐减小。例如，当十字刀片后表面的平面倾角从 6 增大到 10 时，变形力可以下降 50KN。oo结论：结论：1. 绞肉机十字刀片在模具内的热塑性变形可保证沿整个长度修复刀片磨损的切削刃，且可保持最初的材料性能。2. 金属从非工
38、作表面移动到刀片磨损段处所需的力为 2000KN。第五章生产能力分析第五章生产能力分析5.15.1 绞刀的切割能力绞刀的切割能力 切刀的切割能力，可用下式计算：)/(46022hcmZDnF 式中：F绞刀切割能力（） ； n绞刀转速（r/min）;326r/minhcm /2 D挤肉样板外径（mm） ；168mm Z绞刀刃数；取 8 孔眼总面积与样板面积之比，一般取 0.30.4；取 0.4 5.25.2 绞肉机的生产能力绞肉机的生产能力 G G生产能力 G（kg/h）： AFFG126式中：被切割 1kg 物料的面积，其值与孔眼直径有关（） ；1Fhcm /2 A绞刀切割能力利用系数，一般为
39、 0.70.75；5.35.3 功率消耗功率消耗 N N功率消耗 N 可用下式计算： (kw)WGN式中：W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼有关（kwh/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mm38、1016绞刀刃数842生产能力kg/h800100014005.45.4绞肉机生锈去锈的方法绞肉机生锈去锈的方法1、用细砂和黄泥适当搅和，放到绞肉机进行搅拌，让细砂和黄泥把绞肉机中的锈迹去掉。但一定要注意，不要安装刀片，不然会把刀片弄坏的。 2、可到商店里买些除锈喷济，喷一喷就可把锈迹除去了。但此方法不知道除锈迹有没有毒，能否清理干净。 3、可以有淘米水浸泡绞肉机。要用很浓的淘米小泡上好几天才行。5.5 绞绞肉肉机机的的使使用用方方法法