磨盤式塑料粉碎機的設計與研究

摘要：本文介紹了PM300塑料粉碎機的總體結構、工作原理。對動力、刀具磨盤、傳動主軸和帶的選擇進行了系統性的分析與計算，同時對危險軸徑進行了靜力學應力分析。對出現振動大問題，通過對減振器的選取計算及NVH數據分析，理論結合實際，得到了有效改善。最后，提出了降低噪音的可行方法。

關鍵詞：磨盤式塑料粉碎機;分析與計算;振動;噪音

0? 引言

塑料粉碎機是塑料回收進行加工的重要設備，是塑料回收加工原材料第一道工序。隨著應用越來越廣泛，對粉碎機設計質量要求越來越高。本文以PM300為例，對塑料粉碎機的設計及優化改進進行了論述。

1? 磨盤式粉碎機總體介紹

1.1 磨盤式粉碎機結構組成

磨盤式粉碎機是由料倉、振動喂料機、機箱（定刀磨盤和動刀磨盤）、電機、皮帶輪傳動系、底座等組成，其整體結構如圖1所示。

1.2 應用

塑料粉碎機用于碾磨聚乙烯PE、聚氯乙烯PVC、聚丙烯PP、聚苯乙烯PS、ABS等其他物料的粉體加工。物料大小的選擇在3mm～8mm之間為宜，磨出物料的粉體大小為10～100目。

1.3 磨盤式粉碎機工作原理

當電機工作時，投進料倉中的物料通過振動喂料裝置喂料進入到進料斗中，再由料斗進入到機箱的研磨腔中，以電機為動力源的皮帶輪傳動裝置帶動動刀磨盤高速旋轉，使物料在動刀磨盤和定刀磨盤之間發生強烈碰撞、摩擦，物料在動、定刀磨盤間承受著刀刃的多次剪切而粉碎， 如圖2所示。最終將物料切割成所需大小的顆粒。動、定刀磨盤間隙的調整對出物料的細度是一個關鍵的參數，一般磨盤的間隙調整為0.2mm～0.8mm為宜，動、定刀磨盤的間隙大小是靠粉碎機磨盤門上的調節螺栓進行調節的，并用塞尺來檢查調節間隙的大小。

2? 磨盤式粉碎機主要性能參數的計算

磨盤直徑為300mm，質量為45kg;電機側帶輪直徑200mm，負載側帶輪直徑100mm，磨盤速度6000r/min。

目前，針對松散狀態下的物料切削力的計算并沒有確定的方法，所以只能利用實驗來計算相應數據。實驗得到的不同厚度塑料對應的剪切力如表1所示。

由于磨粉機粉碎的塑料顆粒不大于8mm，所以確定磨盤刀具的剪切力為2000N。

2.1 電機功率的選擇計算

P-電機功率（kW）;n-磨盤轉速（r/s）;r-磨盤半徑（m）。

各傳動部件的功率損耗，約占總功率的5%～10%，為安全考慮一般選用的電機為1.5倍的系數，且本粉碎機的傳動比i=dd2/dd1=100/200=0.5，故選用的電機功率為22kW，轉速n=6000×0.5=3000r/min。

2.2 磨盤的選擇

磨盤作為整個粉碎機的核心部件，既承擔著整個塑料粉碎機旋轉時的動能傳遞和物料切削，還影響著整個粉碎機的使用壽命以及使用性能。因此磨盤刀具材料的選擇也是至關重要，磨盤刀具采用冷作模具鋼Cr12Mo1V1，經過淬火后硬度能達到HRC58～60，并且耐磨性能好。

2.3 磨盤不平衡量的計算

m=9549MG/（r×n）=9549×45×6.3/（150×6000）=3g

M-磨盤質量（kg）;G-精度等級選用，磨粉機的動刀磨盤平衡精度等級選G6.3;r-動刀磨盤半徑（mm）;m-不平衡合格量（g）。

由此可看出動刀磨盤的不平衡量保證不大于3g即符合實際工況要求。整個磨盤在做動平衡試驗時，對于超出的不平衡量，需做去重處理。

2.4 磨盤主軸的設計

磨盤主軸為塑料粉碎機的核心零件之一，動刀磨盤在粉碎塑料時，磨盤主軸受到較大的外力沖擊，所以主軸的強度直接影響著粉碎機的整體壽命，所以主軸材料的選擇至關重要。經調質處理后20Cr的綜合力學性能及溫沖擊韌度，可加工性好，硬度在HRC56～60之間，用于制作耐磨性要求高或受沖擊的機器零件，因此本主軸選用20Cr制造，20Cr的屈服強度為540MPa，抗拉強度835MPa，彈性模量為2.06×1011Pa，泊松比為0.3。

首先考慮的是根據軸的相應強度條件和受載情況初步確定軸的直徑。由于主軸主要承受扭轉力矩，所以按照扭矩強度的計算方法來確定危險截面的直徑，即：

τ=T/Wt=T/（0.2d3）≤[τ]T=9.55×106P/n

則軸的最小直徑計算為

因為電機的最大轉矩為額定轉矩的2倍，故取T0=2T，根據實際情況，綜合考慮選軸的直徑為40mm。

式中：τ-材料的扭剪應力（MPa）;T-扭矩（N.mm）;Wt -抗扭截面系數;[τ]-20Cr的許用扭轉剪應力（MPa），取[τ]=20MPa;d-軸的直徑（mm）。

為了驗證所選取軸徑是否合理，再用solidworks中的simulation進行靜力學應力分析。具體操作步驟如下：

①用solidworks進行建模;

②進入到simulation環境下進行靜應力分析;

③選取材料，夾具，對最小軸端施加扭矩T0;

④進行網格劃分，取值0.5mm。如圖3所示;

⑤開始進行分析，分析結果，如圖4所示。

由應力分析結果可以看出主軸最大應力為62MPa符合技術要求。

2.5 軸承的選擇

由于動刀磨盤傳動主軸承受的徑向力比較大，因此要選用承受徑向力大的軸承，且主軸的轉速和承受的扭矩比較高，所以優先考慮圓柱滾子軸承和角接觸球軸承。而圓柱滾子軸承安裝、拆卸比較方便，安裝在皮帶輪端。動刀磨盤端由于要承受來自物料的軸向阻力，所以這端選用既能承受徑向力又能承受一部分軸向力的15°角接觸球軸承，且角接觸球軸承成對使用，采用面對面的安裝方式。

由于磨盤的高速運轉，軸承的潤滑脂也配有自動加注裝置，以保證軸承不產生干摩擦，防止軸承抱死。

2.6 傳動系統形式的選擇

本粉碎機的傳送皮帶選用窄V帶。窄V帶的優點是其斷面呈倒梯形，高與節線寬度的比為0.9，大于V帶的0.7，因此能夠增大工作面與輪槽的接觸面積，提高傳動功率和效率。在相同的小輪直徑和線速的條件下，每根窄V帶的傳動功率，約為寬度基本相同的相應型號V帶的3～4倍。

2.6.1 窄V帶的功率計算

Pd=P×C2=28.6

式中：Pd-計算功率（kW）;C2-工況系數，經查C2=1.3;P-傳遞的額定功率（kW）。

2.6.2 選擇窄V帶的型號

按照計算功率Pd和電機端帶輪轉速n，根據機械設計手冊帶傳動中基準寬度制窄V帶選型圖，選擇窄V帶的型號為SPZ。

2.6.3 驗算帶速ν，窄V帶速一般限制在5～42m/s之間。

ν=（πdd1n）/60×1000=31m/s（符合要求）

式中：dd1-電機端帶輪的基準直徑（mm）;n-電機端帶輪的轉速（r/min）。

2.6.4 確定中心距a和帶的基準長度Ld

設計時如無特殊要求，可按下式初步確定中心距a0

0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）取a0=480mm

基準長度計算：由帶傳動的幾何關系可得帶的計算公式：

L0≈2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0=1436mm

2.6.5 驗算小帶輪包角a1

a1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=168°

則a1≥120°，a0=480mm符合設計要求。

2.6.6 確定帶的根數Z

Z=PC2/（PNC1C3）=4.7

式中：PN-每條帶的額定功率，PN=6.31;C1-皮帶輪包角修正系數，C1=0.99;C3-窄V帶的長度系數，C3=0.98。

考慮到安全系數問題，確定皮帶輪的根數為6。

3? 粉碎機振動

由于PM300粉碎機振動較大。其振動大小主要是由減振器決定的，即對減振器減振性能進行分析計算，結合NVH試驗數據分析，選用合適的減振器。

已知粉碎機重量為980kg，減振結構由五個減振器組成。其力學分析如圖5所示。

3.1 根據重心計算位置關系

重心到后端：L1=398mm

重心到后端（電機端）：L2=712mm

重心到左側：L3=235mm

重心到右側：L4=595mm

3.2 確定粉碎機總成剛度k

啟動速度1000r/min

激振圓頻率ω（角速度）=1000/60×2π=104.7rad/s

K1=2686×398/1110=963N/mm

K2=2686×712/1110=1723N/mm

K3=2686×235/830=761N/mm

K4=2686×595/830=1925N/mm

綜合：Ka=963+761=1724/2=862N/mm

Kb=1723+761=2484/2=1242N/mm

Kc=963+1925=2888/2=1444N/mm

Kd=1723+1925=3648/2=1824N/mm

3.3 位移

S=F/K=3.648mm

3.4 受力載荷F前、F后、F左、F右

F前左=332.5kg? ? F后左=226.5kg

F前右=263.5kg? ? F后右=157.5kg

3.5 減振器的選擇

根據以上計算選動靜剛度比在1.2～2.0之間的減振器，參數如表2所示。

3.6 試驗測試

由于整機方式結構原因，實際上水平方向（X軸）、橫向方向（Y軸）振動烈度很小，可不做分析。以振動較大的豎直方向（Z軸）為研究對象。

①改進前，前左處減振器振動烈度曲線，如圖6所示。圖中深色曲線為隔振前振動烈度、淺色為隔振后振動烈度。

②改進后，前左處減振器振動烈度曲線，如圖7所示。圖中深色曲線為隔振前振動烈度、淺色為隔振后振動烈度。

3.7 在電機頻率為1110、1490、2319r/min下，前左處減振器測試數據，如表3所示。隔振性能的指標：（1-隔振后/隔振前×100%）。

3.8 其它測試點數據，如表4所示。

綜上分析有：

①圖6、圖7可以看出，在同一個頻率下（相同轉速下），以隔振前振動烈度作比較，改進后的遠小于改進前的烈度，改進后效果顯著;

②圖6、圖7可以看出，在同一個頻率下（相同轉速下），以隔振后振動烈度作比較，改進后的小于改進前的烈度，改進后效果顯著;

③結合圖6、圖7及表3，改進后的隔振率總體來看，改進后的好于改進前的;

④結合表4，各部件的振動烈度改進后的明顯好于改進前的。

理論計算結合NVH數據綜合分析，改進后減振器達到了減振效果，整機振動明顯減小。

4? 粉碎機噪音

4.1 粉碎機噪音的測試

按照JB/T5291-2017標準要求，測試的四個點的噪音為前左、前右、后左、后右，如表5所示。

由于振動與噪音是相關的。通過對減振器重新的選擇，結合表5分析，噪音降低了2.7分貝。

4.2 粉碎機噪音產生

PM300噪音主要是由電機、磨盤、機械部件振動等三個方面產生的。

4.3 其它降噪措施

①采用降噪電機。②可采用消音房結構。

5? 結束語

從實際工況應用的案例來看，對總體設計方案、應力分析、核心零部件的選擇及計算、及降低振動、噪音的方法，是可行的。因此，要理論結合實際，優化改進，提高產品設計的質量，完善產品的可靠性。

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