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.新疆農業大學 機電工程學院，烏魯木齊 830052；2.新疆農業工程裝備創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物。傳統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。秸稈飼料必須經過粉碎環節。基于傳統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、調心軸承、轉子、聯軸器、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，接著在機殼內部左端風機產生的負壓作用下通過粉碎室進入拋送室，最后由風機產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。查閱農業機械手冊可知，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部，減少應力集中現象，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 粉碎機生產率及配套功率計算

粉碎機的生產率無法直接精確計算，只能通過經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 為物料形成環流層時的影響系數，取 k＝0.6；k1為進料不均勻的影響系數，取 k1＝0.8；k2為進料口對排料所產生的影響系數，取k2＝0.7；D為轉子直徑，D＝910 mm；B 為粉碎室寬度，B＝300 mm。

將數值代入公式得：Q＝2.8 t/h

粉碎功率可由經驗公式獲得：

式中：C1為系數，范圍為 6.4～10.5，取 C1＝10；Q 為生產率。

經計算得N1＝28 kW，據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，然后使用自由化網格劃分方法對轉子三維模型進行網格劃分，如圖4所示。

圖4 轉子的網格劃分模型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 轉子的模態分析

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

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）。第一階模態的固有頻率為 101.36 Hz， 第二階模態的固有頻率為 114.55 Hz。轉子固有頻率會隨著模態階數的增加而增大，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，影響轉子穩定性。由于轉子的第一階模態固有頻率為101.36 Hz，遠遠大于轉子的最大激振頻率30 Hz，因此轉子不會發生共振，符合動態性能要求。

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。在模態分析中，轉子低階模態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，轉子受到沖擊載荷的情況也無法得到驗證，因此在后續的工作中，有必要將這一部分考慮到相關分析中。