錘式軸型飼草粉碎機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

摘要：

針對(duì)我國牛羊養(yǎng)殖業(yè)對(duì)高效飼草粉碎機(jī)需求增加的現(xiàn)狀，設(shè)計(jì)一種錘式軸型飼草粉碎機(jī)構(gòu)，主要由錘片、安裝盤、軸式粉碎轉(zhuǎn)子和篩網(wǎng)組成。選用直刀型錘片設(shè)計(jì)粉碎機(jī)構(gòu)，建立粉碎作業(yè)的理論模型，對(duì)刀片、粉碎轉(zhuǎn)速和供料旋轉(zhuǎn)速度進(jìn)行設(shè)計(jì)與計(jì)算。采用Adams與Simulink聯(lián)合仿真對(duì)軸式粉碎轉(zhuǎn)子啟動(dòng)過程進(jìn)行分析，得到粉碎轉(zhuǎn)子加速時(shí)間為0.35 s，錘片所受最大載荷為4 478.5 N，錘片最大變形量為36.1 μm，錘片應(yīng)力集中在銷軸孔處，應(yīng)力最大為64.3 MPa。采用ANSYS對(duì)錘片結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析，并對(duì)錘片強(qiáng)度進(jìn)行校核，滿足強(qiáng)度要求。采用ANSYS Workbench對(duì)設(shè)計(jì)的粉碎轉(zhuǎn)子進(jìn)行模態(tài)分析，分析表明粉碎轉(zhuǎn)子在錘片處最容易發(fā)生位移變形，粉碎轉(zhuǎn)子的前4階固有頻率遠(yuǎn)大于激勵(lì)頻率，發(fā)生共振概率極小。對(duì)樣機(jī)的粉碎性能進(jìn)行試驗(yàn)，平均粉碎效率達(dá)到25 m3/h以上，達(dá)到預(yù)期設(shè)計(jì)目標(biāo)。

關(guān)鍵詞：飼草；粉碎機(jī)；錘片；旋筒供料；粉碎轉(zhuǎn)子

中圖分類號(hào)：S229

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：2095-5553 （2024） 04-0093

-07

收稿日期：2022年4月30日" 修回日期：2022年7月19日

基金項(xiàng)目：山東省自然科學(xué)基金面上項(xiàng)目（ZR2018MEE026）；山東省現(xiàn)代農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系羊產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)項(xiàng)目（SDAIT—10—19）；新泰市科技創(chuàng)新“揭榜掛帥”項(xiàng)目（2021—4）；泰安市科技型中小企業(yè)創(chuàng)新能力提升工程項(xiàng)目（2022TATSGC012）

第一作者：劉猛，男，1999年生，山東泰安人，碩士研究生；研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)與制造。E-mail： 814212433@qq.com

通訊作者：范國強(qiáng)，男，1975年生，山東泰安人，博士，副教授；研究方向?yàn)樾竽翙C(jī)械與智能農(nóng)機(jī)裝備。E-mail： fgq1217@163.com

Design and experiment of hammer type axial forage crushing mechanism

Liu Meng1， 2， Yuan Rongji1， 2， Wang Zhongyu3， Fan Guoqiang1， 2， Dong Heyin4， 5， Wu Aibing6

（1. College of Mechanical and Electrical Engineering， Shandong Agricultural University， Tai’an， 271018， China;

2. Shandong Provincial Intelligent Engineering Laboratory of Agricultural Equipment， Tai’an， 271018， China;

3. Jining Institute of Mechanical Design， Jining， 272000， China; 4. Tai’an Research Institute of Intelligent Animal

Husbandry Equipment， Xintai， 271215， China; 5. Tai’an Yimeite Machinery Co.， Ltd.， Xintai， 271215， China;

6. Nanjing Institute of Agricultural Mechanization， Ministry of Agriculture and Rural Affairs， Nanjing， 210014， China）

Abstract：

In view of the increasing demand for high-efficiency forage grass grinders in China’s cattle and sheep breeding industry in China， a hammer shaft type forage crushing mechanism" is designed， which mainly consists of hammer， mounting plate， axial crushing rotor and sieve. The crushing mechanism is designed by using a straight-knife hammer， and the theoretical model of crushing operation is established， and the blade， crushing speed and feed rotation speed are designed and calculated. Through the joint simulation of Adams and Simulink， the acceleration time is 0.35 s， maximum load of the hammer is 4 478.5 N， maximum deformation of the hammer is 36.1 μm， the hammer stress is concentrated at the pin shaft hole， and the maximum stress is 64.3 MPa. Static analysis of the hammer structure by ANSYS and checking of the hammer strength is performed to meet the strength requirements. The mode analysis of the designed crushed rotor by ANSYS Workbench shows that the crushing rotor is most prone to displacement deformation at the hammer， the first 4-order natural frequency of the crushing rotor is much greater than the excitation frequency， and the resonance probability is very small. The crushing performance of the prototype is tested through the test， and the average crushing efficiency of the prototype is more than 25 m3/h， achieving the expected design goal.

Keywords：

forage grass; disintegrator; hammer; rotary drum feeding; crushing rotor

0 引言

隨著我國牛羊養(yǎng)殖業(yè)近年來的快速發(fā)展，養(yǎng)殖規(guī)?；?、產(chǎn)業(yè)化進(jìn)程不斷加快，養(yǎng)殖業(yè)對(duì)粗飼料的需求量隨之增大，對(duì)飼草粉碎機(jī)的生產(chǎn)效率和粉碎質(zhì)量提出更高的要求，對(duì)大型、高效飼草粉碎機(jī)的需求進(jìn)一步增加。

近年來，一種帶有圓錐或圓筒形旋轉(zhuǎn)料斗的錘式粉碎機(jī)械成為國外的飼草加工機(jī)械的代表，該機(jī)作業(yè)效率高，勞動(dòng)成本低，但公開的相關(guān)研究較少，較典型的為1090型旋筒粉碎機(jī)，可由52.2～149.2 kW的拖拉機(jī)提供動(dòng)力，粉碎轉(zhuǎn)速540～1 100 r/min可調(diào)，具有5個(gè)可調(diào)定刀，粉碎效率高。目前，我國市場(chǎng)上的飼草粉碎機(jī)以鍘草機(jī)結(jié)構(gòu)的機(jī)型為主，如SFSC750型秸稈揉搓機(jī)，該機(jī)采用特殊的錘片組合和齒板組合，極大提高了揉搓效果及產(chǎn)量?，F(xiàn)有的產(chǎn)品在工作時(shí)至少需要2名工人手工喂料，存在勞動(dòng)強(qiáng)度高和生產(chǎn)效率低的缺點(diǎn)，生產(chǎn)效率均低于15 t/h，難以滿足規(guī)模化和現(xiàn)代化畜牧養(yǎng)殖的需要。

課題組前期設(shè)計(jì)了一種旋筒供料錘式飼草粉碎機(jī)，主要靠調(diào)整動(dòng)定刀間隙來控制粉碎和揉搓效果，并采用錘片高速拋料［1］。盤式轉(zhuǎn)子安裝錘片數(shù)量較少，定刀調(diào)整不方便，難以繼續(xù)提高粉碎效率和粉碎效果。因此，本文設(shè)計(jì)一種軸型飼草粉碎機(jī)構(gòu)，增加粉碎刀的數(shù)量［2］，采用篩網(wǎng)控制粉碎效果，并以羊草為研究對(duì)象，對(duì)錘片和粉碎轉(zhuǎn)子進(jìn)行設(shè)計(jì)與仿真分析。

1 整機(jī)結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 整機(jī)結(jié)構(gòu)

旋筒供料錘式飼草粉碎機(jī)主要由電動(dòng)機(jī)、帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、機(jī)架、出料輸送機(jī)構(gòu)、液壓系統(tǒng)、錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)、旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和圓筒料倉組成，整機(jī)結(jié)構(gòu)圖1所示。

1.2 工作原理

整機(jī)由拖拉機(jī)牽引進(jìn)行移動(dòng)，由電動(dòng)機(jī)或拖拉機(jī)提供動(dòng)力，通過帶傳動(dòng)系統(tǒng)向粉碎轉(zhuǎn)子和液壓系統(tǒng)傳遞動(dòng)力；粉碎轉(zhuǎn)子帶動(dòng)錘片旋轉(zhuǎn)，對(duì)飼草進(jìn)行粉碎。液壓系統(tǒng)向旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和出料輸送機(jī)構(gòu)提供動(dòng)力，并可調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速；旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)圓筒料倉旋轉(zhuǎn)，圓筒料倉的內(nèi)壁裝有擋板，推動(dòng)飼草進(jìn)入錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)；飼草粉碎后經(jīng)過篩網(wǎng)漏出，進(jìn)入下部的皮帶式出料輸送機(jī)構(gòu)，液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)輸送帶將粉碎后的飼草送至機(jī)外。

2 關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)

2.1 圓筒料倉

2.1.1 圓筒料倉工作原理

圓筒料倉主要由擋板、鏈條和筒壁組成，容積為3 m3。如圖2所示，鏈條焊接在圓筒料倉的下部，3塊擋板均勻地焊接在內(nèi)壁上。飼草從圓筒料倉頂部喂入，旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的鏈輪驅(qū)動(dòng)鏈條帶動(dòng)圓筒料倉進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)的擋板推動(dòng)飼草不斷進(jìn)入錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)飼草的連續(xù)喂入。

2.1.2 確定圓筒料倉旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速

如圖3所示，v1為圓筒料倉底面圓周半徑中點(diǎn)處飼草的進(jìn)給速度，A1為錘片每次切割體積的橫截面積，H為錘片每次切割的間隔中飼草的進(jìn)給距離，r為錘片半徑。

設(shè)計(jì)生產(chǎn)效率不低于25 m3/h，喂料效率

V=60znlA1（1）

式中：

z——

粉碎轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)每周的切割次數(shù)，本文取6；

n——粉碎轉(zhuǎn)速，r/min；

l——

錘片安裝盤的長(zhǎng)度，本文取650 mm。

由圖3可知，A1的面積

A1=Hr

（2）

H=60v1nz

（3）

料倉底面圓周半徑中點(diǎn)處飼草的進(jìn)給速度

v1=2πn1r160

（4）

式中：

n1——圓筒料倉的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速；

r1——

料倉底面圓周半徑中點(diǎn)處半徑，400 mm。

由式（2）～式（4）得n1應(yīng)大于等于0.95 r/min，在實(shí)際工作過程中，飼草與圓筒料倉之間會(huì)產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)且飼草填充并不緊密，旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速n1取5～10 r/min。

2.2 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)

旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)主要由鏈輪、靠輪、托輪和鏈輪張緊機(jī)構(gòu)組成，如圖4所示。

3個(gè)呈圓周均勻分布的托輪對(duì)圓筒料倉起支撐作用；3個(gè)靠輪呈圓周均勻分布，與圓筒料倉的外壁貼合，限制圓筒料倉水平方向的位移；張緊機(jī)構(gòu)使鏈輪與鏈條緊密嚙合，液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)鏈輪旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)圓筒料倉做逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

2.3 帶傳動(dòng)系統(tǒng)

帶傳動(dòng)系統(tǒng)主要由電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)軸、聯(lián)軸器、帶輪、V帶組成。

如圖5所示，由電動(dòng)機(jī)或拖拉機(jī)輸出軸提供動(dòng)力，拖拉機(jī)輸出軸通過聯(lián)軸器Ⅰ連接到傳動(dòng)軸，傳動(dòng)軸通過V帶Ⅲ向粉碎轉(zhuǎn)子傳遞動(dòng)力；電動(dòng)機(jī)經(jīng)過V帶Ⅰ向粉碎轉(zhuǎn)子傳遞動(dòng)力；粉碎轉(zhuǎn)子經(jīng)過V帶Ⅱ向齒輪泵傳遞動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)工作。

2.4 錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)

2.4.1 錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)工作原理

錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)主要由錘片、安裝盤、篩網(wǎng)、墊片和粉碎轉(zhuǎn)子組成，如圖6所示。錘片分組均勻地鉸接安裝在安裝盤上，采用墊片對(duì)錘片進(jìn)行軸向定位；錘片的下方安裝有篩網(wǎng)，有毛刺的一面朝向錘片安裝。飼草進(jìn)入錘式軸型粉碎機(jī)構(gòu)，粉碎轉(zhuǎn)子帶動(dòng)錘片高速旋轉(zhuǎn)，通過砍、切和揉搓作用達(dá)到粉碎和揉絲效果。

設(shè)計(jì)整機(jī)最小粉碎效率25 m3/h，粉碎平均長(zhǎng)度20～60 mm。

2.4.2 錘片類型選擇

錘片按形狀主要分為直刀型、L型及其改進(jìn)型、T型和錘爪型。直刀型錘片的切割方式以砍切為主、滑切為輔，主要針對(duì)韌性秸稈的粉碎，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易、粉碎效果好、動(dòng)力消耗小的特點(diǎn)［3， 4］。牧草具有較大的韌性，直刀型錘片對(duì)此類物料的粉碎效果更為明顯，且直刀型錘片結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、動(dòng)力消耗小，因此選用直刀型錘片。錘片對(duì)稱交錯(cuò)排列轉(zhuǎn)子的平衡性較好，其交錯(cuò)排列轉(zhuǎn)子兩端軸承承載情況相近，轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性好［5］，因此采用36把錘片分12組對(duì)稱交錯(cuò)排列的方式安裝在安裝盤上。

2.4.3 錘片回轉(zhuǎn)半徑和粉碎轉(zhuǎn)速確定

錘片回轉(zhuǎn)半徑的大小對(duì)粉碎機(jī)的粉碎效果、平衡性和整體尺寸有直接影響［6， 7］。增大錘片回轉(zhuǎn)半徑可以在不改變粉碎轉(zhuǎn)速的條件下使錘片的切割線速度增加，但增大錘片回轉(zhuǎn)半徑會(huì)使機(jī)器的整體尺寸增大，增加機(jī)器的動(dòng)不平衡因素，增加能耗［8］。目前國內(nèi)大多數(shù)飼草粉碎機(jī)具的錘片回轉(zhuǎn)半徑在240～300 mm的范圍內(nèi)［9， 10］，結(jié)合本機(jī)的設(shè)計(jì)尺寸和生產(chǎn)效率，確定錘片的回轉(zhuǎn)半徑r為270 mm，則粉碎轉(zhuǎn)速

n=60v2rπ

（5）

式中：

v——錘片切割線速度，m/s。

錘片的切割線速度≥34 m/s為宜，計(jì)算得粉碎轉(zhuǎn)速n≥1 204 r/min時(shí)，錘片切割線速度n≥34 m/s，確定最低粉碎轉(zhuǎn)速為1 204 r/min，根據(jù)整機(jī)的設(shè)計(jì)要求計(jì)算得最佳粉碎轉(zhuǎn)速為1 700 r/min。

2.4.4 錘片參數(shù)設(shè)計(jì)

羊草是牛羊養(yǎng)殖中最常見的飼草，試驗(yàn)測(cè)得含水率為12%的羊草平均直徑為2.4 mm，平均截面積為2.3 mm2，平均剪切強(qiáng)度τ為17.52 MPa。如圖7所示，錘片切割部位的長(zhǎng)度L為165 mm，平均直徑為2.4 mm的羊草在錘片切割部位排列的最大數(shù)量為69，則最大剪切面積A1為158.7 mm2。

則錘片受到的剪切阻力

F1=τA1=2 780 N

（6）

錘片由銷軸連接在刀架上旋轉(zhuǎn)，如圖8所示。

圖8中，F(xiàn)2為錘片受到的離心力，mg為錘片重力，R3為刀架回轉(zhuǎn)中心與錘片頂部的距離；R1為刀架回轉(zhuǎn)中心與錘片銷軸孔心的距離，為170 mm；R2為刀架回轉(zhuǎn)中心與錘片重心的距離；L1為剪切阻力相對(duì)銷軸孔心的力臂；L2為剪切阻力作用點(diǎn)與銷軸孔心的距離，為65 mm；L3為銷軸孔心與錘片重心的距離，為50 mm；L4為離心力相對(duì)銷軸孔心的力臂；ω為刀架的回轉(zhuǎn)角速度；α為錘片偏轉(zhuǎn)角。

忽略銷軸與錘片之間的摩擦力，在銷軸孔心處作力矩平衡方程，F(xiàn)1的力臂為L(zhǎng)1，F(xiàn)2的力臂為L(zhǎng)4，重力的力臂為L(zhǎng)3sinα。由圖8可知，L1、L2、L3、L4、R1、R2、α之間的關(guān)系如式（7）、式（8）所示。

L1=L2cosα

（7）

R1R2=L3sinαL4

（8）

錘片上相對(duì)于銷軸孔心的力矩平衡方程為

F1L2cosα+mgL3sinα=mω2R1L

（9）

式中：

m——錘片質(zhì)量，kg；

g——重力加速度，9.8 m/s2。

由式（7）～式（9）得

tanφ=F1mL1L2（ω2R1-g）

（10）

錘片的偏轉(zhuǎn)角α越小粉碎效果越好，由式（10）可知，錘片的質(zhì)量越大，偏轉(zhuǎn)角α越??；錘片的回轉(zhuǎn)半徑越大，偏轉(zhuǎn)角α越??；粉碎轉(zhuǎn)子的角速度越大，偏轉(zhuǎn)角α越?。籐3/L2的比值越大，偏轉(zhuǎn)角α越小。

在錘片轉(zhuǎn)速為1 204 r/min時(shí)，選取厚度為5 mm、10 mm和15 mm的錘片，分別對(duì)錘片偏轉(zhuǎn)角、粉碎機(jī)構(gòu)的偏心距和粉碎機(jī)構(gòu)的離心力進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如表1所示。

由表1可知，隨著錘片厚度的增加，粉碎機(jī)構(gòu)的整體質(zhì)量增加，錘片的偏轉(zhuǎn)角減小，粉碎機(jī)構(gòu)的離心力增加，粉碎機(jī)構(gòu)的偏心距先增加后減小。當(dāng)錘片厚度為5 mm時(shí)，錘片的偏轉(zhuǎn)角最大，粉碎機(jī)構(gòu)的離心力最??；當(dāng)錘片厚度為15 mm時(shí)，錘片的偏轉(zhuǎn)角最小，粉碎機(jī)構(gòu)的離心力最大。錘片的偏轉(zhuǎn)角越小粉碎效果越好，機(jī)構(gòu)的離心力越小穩(wěn)定性越高，為保證良好的粉碎效果和機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性，最終選用厚度為10 mm的錘片。

3 仿真分析

3.1 錘片的載荷分析

3.1.1 仿真模型的建立

將仿真模型導(dǎo)入Adams中，如圖9所示。

在Simulink中建立三相異步籠式電動(dòng)機(jī)的仿真模型，額定功率55 kW，額定電壓380 V，極對(duì)數(shù)為2，同步轉(zhuǎn)速為1 500 r/min；添加三相交流電源，電壓380 V，頻率50 Hz［11］。

仿真得到粉碎轉(zhuǎn)子啟動(dòng)過程中的轉(zhuǎn)速變化曲線如圖10所示，可知粉碎轉(zhuǎn)子在啟動(dòng)后0.35 s內(nèi)完成加速，然后經(jīng)過輕微波動(dòng)穩(wěn)定在額定轉(zhuǎn)速。

3.1.2 錘片載荷的確定

設(shè)置仿真開始0.35 s后運(yùn)行穩(wěn)定時(shí)將最大切削力2 780 N添加到錘片，隨錘片移動(dòng)；設(shè)置粉碎轉(zhuǎn)子0.35 s加速到1 700 r/min。設(shè)置仿真總時(shí)間為1 s，時(shí)間步長(zhǎng)為0.001 s，錘片載荷變化曲線如圖11所示。

由圖11可知，隨著粉碎轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的增加，錘片的載荷隨之增大，在施加切削力后錘片的受力增加到最大并趨于平穩(wěn)，此時(shí)錘片的受力為4 478.5 N，在x軸的分量為3 687.2 N，在y軸的分量為-2 541.9 N，作用于錘片整體。

3.2 錘片的靜力學(xué)分析

為確定錘片在受到載荷作用時(shí)的應(yīng)力和變形情況，對(duì)錘片的強(qiáng)度進(jìn)行校核，使用ANSYS有限元分析軟件對(duì)錘片結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析。將錘片的三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench靜力學(xué)分析軟件中，定義錘片的材料為45鋼，材料屬性如表2所示。

采用多區(qū)劃分（multizone）的方法對(duì)錘片進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置單元尺寸為5 mm，網(wǎng)格劃分完成后的網(wǎng)格單元均為六面體，網(wǎng)格單元數(shù)為1 066個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為6 327個(gè)。根據(jù)Adams仿真結(jié)果，對(duì)網(wǎng)格劃分后的錘片模型添加載荷邊界條件。錘片的最大載荷出現(xiàn)在添加切削力之后，添加方向垂直切削面的切削力，大小為2 780 N；選擇所有節(jié)點(diǎn)添加節(jié)點(diǎn)力，x軸的分量為907.2 N，y軸方向的分量為-2 541.9 N，z軸的分量為0；在錘片的銷軸孔處添加力矩，大小為117.9 N·m。

完成錘片的網(wǎng)格劃分和載荷邊界條件定義后，在求解方案中插入需要求解的總變形、等效應(yīng)力、最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力模塊，求解后得到錘片的總變形圖、等效應(yīng)力圖、最大主應(yīng)力圖和最小主應(yīng)力圖如圖12所示，詳細(xì)變形、應(yīng)力分析如表3所示。

從圖12（a）可以看出，錘片變形量最大的位置發(fā)生在錘片頂端，并且變形量由頂端向銷軸孔處依次分層遞減，因此錘片頂端是首先出現(xiàn)磨損的部位。錘片的最大變形量為36.1 μm，變形量很小，在工作中不會(huì)發(fā)生結(jié)構(gòu)上的破壞。從圖12（b）可以看出，錘片的應(yīng)力均集中在銷軸孔處，應(yīng)力最大為64.3 MPa，錘片材料為45號(hào)鋼，其屈服強(qiáng)度為355 MPa，大于錘片所承受的應(yīng)力最大值。

采用第四強(qiáng)度理論對(duì)錘片強(qiáng)度進(jìn)行校核

12［（σ1-σ2）2+（σ2-σ2）2+（σ2-σ1）2］≤［σs］

（11）

［σs］=σsk

（12）

式中：

σ1——等效應(yīng)力，MPa；

σ2——最大主應(yīng)力，MPa；

σ3——最小主應(yīng)力，MPa；

σs——材料屈服強(qiáng)度，MPa；

［σs］——許用應(yīng)力，MPa；

k——材料的安全系數(shù)，范圍為1.1～1.3，取1.3。

計(jì)算得，錘片載荷最大時(shí)理論應(yīng)力值為39.7 MPa，遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力［σs］=273.08 MPa，因此錘片在同一工況下作業(yè)時(shí)不會(huì)發(fā)生畸變，滿足強(qiáng)度要求。

3.3 粉碎轉(zhuǎn)子的模態(tài)分析

將粉碎轉(zhuǎn)子裝配體的三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench靜力學(xué)分析軟件中，定義粉碎轉(zhuǎn)子的材料為45鋼；采用多區(qū)劃分的方法對(duì)粉碎轉(zhuǎn)子裝配體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分完成后的網(wǎng)格單元均為六面體結(jié)構(gòu)。由于低階振型對(duì)結(jié)構(gòu)的影響程度較大，而高階振型對(duì)結(jié)構(gòu)的影響程度較?。?2］，因此在完成粉碎轉(zhuǎn)子模型的網(wǎng)格劃分和載荷邊界條件定義后對(duì)粉碎轉(zhuǎn)子的前4階模態(tài)進(jìn)行求解，求解后得到粉碎轉(zhuǎn)子的前4階模態(tài)振型如圖13所示，頻率和振型如表4所示。由表4可知，粉碎轉(zhuǎn)子固有頻率隨著階次的增加而增加，前4階固有頻率范圍為183.68～442.27 Hz。

由圖13可知，粉碎轉(zhuǎn)子的第一階模態(tài)振型為粉碎轉(zhuǎn)子繞粉碎轉(zhuǎn)子的扭轉(zhuǎn)變形；第二階模態(tài)振型主要為粉碎轉(zhuǎn)子沿Y軸的擺動(dòng)，第三階模態(tài)振型主要為粉碎轉(zhuǎn)子沿X軸的擺動(dòng)；第四階模態(tài)振型主要為錘片沿Z軸的擺動(dòng)。通過粉碎轉(zhuǎn)子的前4階模態(tài)振型可以得到，粉碎轉(zhuǎn)子在錘片處最易發(fā)生變形且變形量最大。在工程中認(rèn)為振動(dòng)部件的一階固有頻率振動(dòng)能量最大，破壞性也是最大的［13］，通常情況下，外界激勵(lì)頻率達(dá)到一階固有頻率75%就要引起重視。粉碎轉(zhuǎn)子在工作過程中受到的外界激勵(lì)主要是自身旋轉(zhuǎn)引起的振動(dòng)，粉碎轉(zhuǎn)子的最佳轉(zhuǎn)速為1 700 r/min，因此激勵(lì)頻率約為28.2 Hz，而粉碎轉(zhuǎn)子一階固有頻率的75%為137.76 Hz，遠(yuǎn)大于激勵(lì)頻率，引起粉碎轉(zhuǎn)子發(fā)生共振的概率極小。

4 試驗(yàn)結(jié)果

為檢驗(yàn)粉碎機(jī)構(gòu)的工作性能能否滿足實(shí)際生產(chǎn)的需要，對(duì)粉碎機(jī)樣機(jī)進(jìn)行粉碎效率試驗(yàn)（圖14），本試驗(yàn)在山東喬氏生態(tài)農(nóng)牧發(fā)展有限公司進(jìn)行，試驗(yàn)的粉碎對(duì)象為羊草，測(cè)試得試驗(yàn)羊草的含水量為12%，長(zhǎng)度在40～85 cm之間，每次試驗(yàn)粉碎的羊草體積為3 m3。在試驗(yàn)開始前，調(diào)整旋筒料倉的旋轉(zhuǎn)速度為8 r/min。為保證試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性，需等待機(jī)器啟動(dòng)30 s運(yùn)行穩(wěn)定后進(jìn)行試驗(yàn)，使用叉車將羊草填入料倉進(jìn)行粉碎，統(tǒng)計(jì)完全粉碎的用時(shí)，試驗(yàn)共進(jìn)行5次。試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)如表5所示。

由表5可知，5次試驗(yàn)中粉碎效率均達(dá)到23 m3/h以上，平均粉碎效率達(dá)到25 m3/h以上。試驗(yàn)過程中樣機(jī)的各部件運(yùn)行穩(wěn)定，未發(fā)生堵塞等故障。綜上所述，樣機(jī)的粉碎性能達(dá)到預(yù)期設(shè)計(jì)目標(biāo)，滿足牛羊養(yǎng)殖場(chǎng)的使用需求。

5 結(jié)論

1）" 選用直刀型錘片，設(shè)計(jì)錘式軸型飼草粉碎機(jī)構(gòu)，建立粉碎作業(yè)的理論模型，對(duì)刀片、粉碎轉(zhuǎn)速和供料旋轉(zhuǎn)速度進(jìn)行設(shè)計(jì)與計(jì)算，最終選取刀片厚度10 mm，粉碎轉(zhuǎn)速1 700 r/min，圓筒料倉旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速8 r/min。

2）" 采用Adams與Simulink聯(lián)合仿真對(duì)粉碎轉(zhuǎn)子啟動(dòng)過程進(jìn)行分析，得到粉碎轉(zhuǎn)子最大加速時(shí)間為0.35 s。錘片所受最大載荷為4 478.5 N。采用ANSYS對(duì)錘片結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到錘片最大變形量36.1 μm，并對(duì)錘片強(qiáng)度進(jìn)行校核，滿足強(qiáng)度要求。采用ANSYS Workbench對(duì)設(shè)計(jì)的粉碎轉(zhuǎn)子進(jìn)行模態(tài)分析，分析表明發(fā)生共振可能性極小。

3） 通過試驗(yàn)對(duì)樣機(jī)的粉碎性能進(jìn)行驗(yàn)證，得到樣機(jī)的平均粉碎效率達(dá)到25 m3/h以上，樣機(jī)的性能達(dá)到預(yù)期設(shè)計(jì)目標(biāo)。

參 考 文 獻(xiàn)

［1］ 范國強(qiáng)， 王忠宇， 王保興， 等. 旋筒供料錘式飼草粉碎機(jī)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)［J］. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)， 2021， 52（12）： 43-53， 76.

Fan Guoqiang， Wang Zhongyu， Wang Baoxing，et al. Design and experiment of rotary feed tube hammer grinder ［J］. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery， 2021， 52（12）： 43-53， 76.

［2］ 張雷， 阮競(jìng)蘭. 錘片式粉碎機(jī)工作性能影響因素及研究現(xiàn)狀［J］. 包裝與食品機(jī)械， 2013， 31（6）： 55-57， 54.

Zhang Lei， Ruan Jinglan. The analysis of influence factor and research status of hammer mill ［J］. Packaging and Food Machinery， 2013， 31（6）： 55-57， 54.

［3］ 宗力， 徐紅梅， 彭小飛. 錘片式粉碎機(jī)錘片磨損機(jī)理初探［J］. 飼料工業(yè)， 2004（9）： 5-7.

［4］ 付雪高， 李明， 盧敬銘， 等. 秸稈粉碎還田機(jī)甩刀的研究進(jìn)展［J］. 中國農(nóng)機(jī)化， 2011（1）： 83-87.

Fu Xuegao， Li Ming， Lu Jingming， et al. Research on the cutter of straw crushing machine to field ［J］. Chinese Agricultural Mechanization， 2011（1）： 83-87.

［5］ 杜小強(qiáng)， 宗力. 基于虛擬樣機(jī)的錘片式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性研究［J］. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)， 2005（7）： 53-56.

Du Xiaoqiang， Zong Li. Research on dynamic characteristics of hammer mill’s rotor based on virtual prototype technology ［J］. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery， 2005（7）： 53-56.

［6］ 褚斌， 齊自成， 孫立剛， 等. 用于藤莖類秸稈的大型立式粉碎機(jī)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)［J］. 中國農(nóng)機(jī)化學(xué)報(bào)， 2021， 42（1）： 93-100.

Chu Bin， Qi Zicheng， Sun Ligang， et al. Design and test of large vertical crusher for cane stalk ［J］. Journal of Chinese Agricultural Mechanization， 2021， 42（1）： 93-100.

［7］ 劉信鵬， 杜嵇華， 李尊香， 等. 甘蔗葉圓捆打捆機(jī)撿拾粉碎機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)［J］. 中國農(nóng)機(jī)化學(xué)報(bào)， 2023， 44（6）：26-31.

Liu Xinpeng， Du Jihua， Li Zunxiang， et al. Design and experiment of picking up and crushing mechanism of sugarcane leaf round baler ［J］. Journal of Chinese Agricultural Mechanization， 2023， 44（6）： 26-31.

［8］ 胡俊宇. 錘式破碎機(jī)靜動(dòng)態(tài)性能分析及錘頭改進(jìn)設(shè)計(jì)［D］. 大連： 大連理工大學(xué)， 2017.

［9］ 張喜瑞， 甘聲豹， 鄭侃， 等. 滾割喂入式臥軸甩刀香蕉假莖粉碎還田機(jī)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)［J］. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)， 2015， 31（4）： 33-41.

Zhang Xirui， Gan Shengbao， Zheng Kan， et al. Design and experiment on cut roll feeding type horizontal shaft flail machine for banana pseudo stem crushing and returning ［J］. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering， 2015， 31（4）： 33-41.

［10］ 呂斌. 玉米收獲機(jī)上配置秸稈切碎還田部件的研究［J］. 農(nóng)業(yè)科技與裝備， 2016（2）： 23-24.

Lü Bin. Research on matching component of cutting stalk returning to field in maize harvester ［J］. Agricultural Science amp; Technology and Equipment， 2016（2）： 23-24.

［11］ 張瑞軍. 基于Adams和Matlab的輪轂電機(jī)建模與聯(lián)合仿真［J］. 現(xiàn)代鹽化工， 2021， 48（2）： 105-106.

［12］ 陳學(xué)前， 沈展鵬， 劉信恩. 基于響應(yīng)面與靈敏度分析的區(qū) 間不確定性參數(shù)識(shí)別方法［J］. 振動(dòng)與沖擊， 2019， 38（16）： 267-273.

Chen Xueqian， Shen Zhanpeng， Liu Xinen. A method of interval uncertain parameter identification based on a response surface model and sensitivity analysis ［J］. Journal of Vibration and Shock， 2019， 38（16）： 267-273.

［13］ 楊美玲， 李永春， 王慧， 等. 基于Ansys Workbench錘片式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子模態(tài)分析［J］. 佳木斯大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版）， 2021， 39（2）： 91-93.

Yang Meiling， Li Yongchun， Wang Hui， et al. Analysis of hammer mill rotor based on Ansys Workbench ［J］. Journal of Jiamusi University （Natural Science Edition）， 2021， 39（2）： 91-93.