棉秸稈錘片式粉碎機的設計及有限元分析

徐志強 ，郭 輝 ，2，陳恒峰 ，高國民 ，孫延智

（1.新疆農(nóng)業(yè)大學 機電工程學院，烏魯木齊 830052；2.新疆農(nóng)業(yè)工程裝備創(chuàng)新設計實驗室重點實驗室，烏魯木齊 830052）

棉花秸稈是棉花的主要副產(chǎn)物。傳統(tǒng)的棉花秸稈利用模式是直接粉碎還田，但棉花秸稈根部木質(zhì)化較高，粉碎還田后不易腐爛，易導致播種效果不理想，甚至會產(chǎn)生土傳病害。近年來，通過物理和生物方法對棉稈進行毒棉酚處理后，可以將其用作飼料。秸稈飼料必須經(jīng)過粉碎環(huán)節(jié)。基于傳統(tǒng)的錘片式粉碎機和揉切式粉碎機的結構，設計復合式錘片粉碎機，并對關鍵部轉子進行有限元的靜應力學與模態(tài)分析，驗證方案的可行性。

1 錘片式粉碎機的結構及工作原理

棉秸稈粉碎機主要由機架、機殼、調(diào)心軸承、轉子、聯(lián)軸器、扭矩傳感器、電機、皮帶輪組成，如圖1所示。物料輸出采用負壓式風機。

圖1 棉秸稈錘片式粉碎機示意圖Figure 1 Schematic diagram of cotton straw hammer cr usher

棉秸稈粉碎機機殼與機架通過螺栓連接。帶傳動動力由電機提供。粉碎動力通過聯(lián)軸器傳遞到轉子的中心傳動軸，帶動轉子旋轉。物料由進料口進入粉碎室，經(jīng)過轉子的高速旋轉，在錘片與齒板之間被擊打敲碎并被錘片與定刀進一步切碎，接著在機殼內(nèi)部左端風機產(chǎn)生的負壓作用下通過粉碎室進入拋送室，最后由風機產(chǎn)生的氣流將粉碎后的棉秸稈吹出。

2 錘片式粉碎機關鍵部件設計

2.1 中心傳動軸轉速確定

粉碎機的中心傳動軸轉速直接影響轉子錘片的線速度。切割棉秸稈這種纖維飼料時，對錘片線速度有一定要求。查閱農(nóng)業(yè)機械手冊可知，粉碎棉秸稈的切割線速度取85 m/s。

由公式 v＝ωr和 ω＝2πn/60 可得，n＝1 796 r/min。

式中：v為棉秸稈粉碎錘片的線速度，m/s；ω為粉碎機轉子的角速度，rad/s；r為粉碎室轉子的半徑，m。 中心傳動軸的轉速 n＝1 800 r/min。

2.2 轉子的設計

棉秸稈粉碎機轉子主要由中心傳動軸、拋送風機、錘片、幅盤轂、錘架板、錘片組成，如圖2所示。將粉碎室與拋送室結合成一體，不僅能實現(xiàn)粉碎拋送效果，還利用負壓原理將物料輸送到拋送室，減少粉碎流程。幅盤轂的主要作用是帶動錘片轉動切割，同時固定錘架板的軸向；錘架板除起到安裝錘片的作用外，還給風機輸送物料提供充足空間。使180 mmx50 mmx5 mm的矩形錘片在粉碎室呈空間螺旋線排布，相鄰兩錘片中心距為18 mm，共6組。這種螺旋線排布的錘片分布形式，有助于粉碎后物料的輸送，能將運轉后的錘片均勻分布在機殼內(nèi)部，減少應力集中現(xiàn)象，增加粉碎機的使用壽命。

2.3 機殼的設計

機殼下殼體與上殼體的區(qū)別在于，下殼體增加一組定刀和物料擋板。整個機殼用螺栓安裝齒板，如圖3所示。物料擋板的作用是防止物料從進料口進入后未經(jīng)粉碎直接進入拋送室。定刀的作用是增強粉碎強度。

圖2 粉碎室轉子結構示意圖Figure 2 Structural diagram of smash roter

圖3 下機殼結構示意圖Figure 3 Structural diagram oflowchassis

2.4 粉碎機生產(chǎn)率及配套功率計算

粉碎機的生產(chǎn)率無法直接精確計算，只能通過經(jīng)驗公式進行初步計算：

式中：r為物料容重，秸稈容重 r＝0.3；n 為轉子轉速，n＝1 800 r/min；k 為物料形成環(huán)流層時的影響系數(shù)，取 k＝0.6；k1為進料不均勻的影響系數(shù)，取 k1＝0.8；k2為進料口對排料所產(chǎn)生的影響系數(shù)，取k2＝0.7；D為轉子直徑，D＝910 mm；B 為粉碎室寬度，B＝300 mm。

將數(shù)值代入公式得：Q＝2.8 t/h

粉碎功率可由經(jīng)驗公式獲得：

式中：C1為系數(shù)，范圍為 6.4～10.5，取 C1＝10；Q 為生產(chǎn)率。

經(jīng)計算得N1＝28 kW，據(jù)此選取的配套電機為Y200-L1-2，其額定功率為30 kW。

3 轉子的有限元分析

3.1 建立模型及網(wǎng)格劃分

基于solidworks2015建立三維模型，將模型合理簡化后導入ANSYS Workbench的相應模塊中，然后使用自由化網(wǎng)格劃分方法對轉子三維模型進行網(wǎng)格劃分，如圖4所示。

圖4 轉子的網(wǎng)格劃分模型Figure 4 Grid partition model of roter

3.2 轉子的材料屬性及邊界條件

轉子材料采用45鋼。該材料的基本屬性為：密度7 800 kg/m3，泊松比 0.28，彈性模量 210 Gpa。 在軸B，C兩軸肩處添加約束，施加的載荷在中心軸A處，施加的重力加速度為9.8 m/s2，該軸傳遞的扭矩為180 400 N·m，施加于轉子左端軸頸處，如圖5所示。

圖5 施加約束和載荷轉子的模型Figure 5 Impose restriction and loading roter model

3.3 轉子的靜應力學分析

通過ANSYS Workbench靜應力分析得到轉子的變形云圖和應力分布云圖，其軟件分析結果分別如圖6、圖7所示。

3.3.1 轉子變形云圖分析 由圖6可見：轉子的中間垂直方向發(fā)生明顯變形，位移量為0.005 mm，最大位移量在風扇葉片上，為0.015 mm；轉子的變形量由中間向兩端逐漸變小。由于葉片的變形量是由轉子中心軸引起的，所以轉子中間的變形量最大（0.008 5 mm）。與轉子的許用撓度進行比較，計算公式為：

式中：Ymax為梁跨中的最大撓度，mm；p為各個集中荷載標準值之和，kN；E 為鋼的彈性模量，E＝2.1×106N/mm2；I為鋼的截面慣矩。

根據(jù)載荷 P＝1.47 KN，l＝810 mm，I＝πd4/64，（其中 d 為 50 mm），可求出 Ymax＝0.013 mm，大于最大變形量0.008 5 mm，這表明設計的轉子剛度能夠滿足設計要求。

3.3.2 轉子應力分布云圖分析 由圖7可見： 轉子應力最大的位置分別為兩端軸承處和軸中間位置。由于轉子的應力變化范圍在0.76～6.86Mpa范圍之間，而45鋼的最大許用應力為355 Mpa，遠遠大于轉子的最大應力，能夠滿足轉子的強度設計要求。

圖6 轉子變形云圖Figure 6 Aberration nephogram of roter

圖7 轉子應力分布云圖Figure 7 Stress distribution of roter

圖8 轉子的一階固有頻率Figure 8 First order natural frequency of roter

圖9 轉子的二階固有頻率Figure 9 Second order natural frequency of roter

3.4 轉子的模態(tài)分析

轉子模態(tài)分析的目的主要是研究轉子是否出現(xiàn)共振。在ANSYS Workbench的靜應力學分析基礎上，進一步進行轉子模態(tài)分析。

在轉子轉速為1 800 r/min時，其最大激振頻率為30 Hz。判定轉子是否會引起共振，只需研究其低階模態(tài)的固有頻率。提取轉子的前2階固有頻率，如圖8、圖9所示。

分析結果表明，轉子振動主要集中在中間粉碎室（包含錘片、錘架板和銷軸）。第一階模態(tài)的固有頻率為 101.36 Hz， 第二階模態(tài)的固有頻率為 114.55 Hz。轉子固有頻率會隨著模態(tài)階數(shù)的增加而增大，但當轉子轉速接近甚至超過臨界轉速時，轉子變形量會逐漸增加，影響轉子穩(wěn)定性。由于轉子的第一階模態(tài)固有頻率為101.36 Hz，遠遠大于轉子的最大激振頻率30 Hz，因此轉子不會發(fā)生共振，符合動態(tài)性能要求。

4 結論與討論

錘片、齒板與定刀相結合的復合式錘片粉碎機，比傳統(tǒng)秸稈粉碎機的粉碎粒度精細。關鍵部件轉子的線速度選取85 m/s，錘片采用空間螺旋線排布形式。粉碎機的生產(chǎn)率可達到2.8 t/h，電機額定功率為30 kW。

從轉子的靜應力學和模態(tài)分析兩個方面進行仿真。在靜應力學分析中，通過轉子的變形云圖確定轉子的剛度滿足要求，通過轉子的應力分布圖確定轉子的強度滿足要求。在模態(tài)分析中，轉子低階模態(tài)的固有頻率遠大于轉子的最大激振頻率，確定轉子結構的穩(wěn)定性符合設計要求。

采用有限元對轉子進行分析，不能完全模擬其實際工況，轉子受到?jīng)_擊載荷的情況也無法得到驗證，因此在后續(xù)的工作中，有必要將這一部分考慮到相關分析中。