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附錄1 譯 文
摘 要:錘片磨損會破壞錘片式粉碎機轉子的平衡,加劇轉子振動。該文的研究目的是基于虛擬樣機技術探討錘片磨損對轉子振動的影響規(guī)律。采用MDT和vN4D建立了SFSP112×30型錘片式粉碎機轉子的虛擬樣機模型,對不同錘片磨損情況下粉碎機轉子的振動進行了仿真。結果表明:錘片磨損后,轉子振動頻率組成變化不大,而振動幅值和強度變化較大,其中低頻段振動強度增強,高頻段振動強度降低;導致轉子質(zhì)心徑向偏移的錘片磨損使轉子振動幅值和強度均變大,而導致質(zhì)心軸向偏移的磨損對轉子振動影響不大;同樣由于轉子質(zhì)心的徑向偏移,轉子受迫振動頻率強度增加較多。因此,為了降低子運轉時的振動,最好避免轉子質(zhì)心發(fā)生徑向偏移。
關鍵詞:錘片式粉碎機；錘片；虛擬樣機(VP)；磨損；振動
簡 介
能從谷物中的營養(yǎng)提取出來的飼料粉碎機已經(jīng)發(fā)展很多年了。但是因為他只能處理特殊的原料，像谷類食品和礦石，所以除了丕林島（地名）的少數(shù)人在研究飼料粉碎機外，很少人去研究他。盡管飼料粉碎機已經(jīng)可以解決很多問題，比如振動、噪音、堵塞，用他特有的結構來解決問題，而且可以連續(xù)工作并達到一定的精度。
雖然一些方法，比如比較低的回轉速度，寬的轉子直徑被采用，好轉了他的性能，但是那些問題不能扯得的被解決。最近，分析了飼料粉碎機在工作狀態(tài)下轉子的轉速，旋轉的速度能被粉碎機控制在稍低或者稍高的程度。轉子的轉速在正常工作下都是不變的，除了在長時間工作摩擦后。由于錘片的排列或者是其他的因素，產(chǎn)生轉子的離心力不固定，所以錘片的磨損是不均衡的，因此，我們要學習掌握錘片要磨損時候的特征，為了使粉碎機振動保持穩(wěn)定。
實質(zhì)上的原型技術（VP）是一個用cad加工程序代替真實的模型，為了測試這種產(chǎn)品的特性和特征。這就像電腦的硬件和軟件的發(fā)展，網(wǎng)絡技術通過vp技術開展起來。同時，傳統(tǒng)的模擬技術對VP的認識理解很有基礎。除了高科技種田，VP技術還適用于日益發(fā)展的農(nóng)業(yè)機械設計。作者努力的將VP技術應用于工程分析技術。
對于飼料粉碎機中轉子單一的動力模型，被用來發(fā)展轉子動力學，轉子有效的運動模型被MDT和VN4D當做虛擬原型來用。VP技術模擬不同情況的磨損下，研究轉子轉動時的震動和錘片磨損的分析。
1.單一化轉子的模型
SFSP112×30的轉子的錘片被均勻的排列，它是由定子、滾球軸承、錘片、軸子組成，最大轉速為1480r/min。所以它的最大頻率應該是1480/60=24.6Hz。
圖一 SFSP112×30的轉子圖表
基于集總的單一化原則叁數(shù)方法 被單一化的模型應該有同樣的總質(zhì)量，瞬間的轉動慣量有最初的質(zhì)心位置決定。粉碎機的轉子被單一化的分別運行在六個圓盤里。在這系統(tǒng)里，每一個自我排列的定子，會在壓力的作用下自己運行到指定的位置，能夠計算出他們最后的位置。
2.轉子的虛擬原型
轉子的3D模型需要建立在一個MDT的三維建模軟件上，VP的技術原本是用來實現(xiàn)Vn4D的，其中包括重要的參數(shù)從轉子的發(fā)動機的功率。一些重要參數(shù)列出如下
（1）定子連接上，平鍵連接被強固連接完全代替；
（2）強固連接也被用來連接圓盤；
（3）因為軸子被用來限制錘片的位置，所以強固連接被用來限制軸子和錘片的位置；
（4）在錘片和螺釘通過強固連接，來限制彼此的旋轉動作，來完成軸的夾緊；
（5）球軸承被軸襯所代替，軸襯確定參數(shù)。
（6）電動機的限制被增加到左邊的結束，他的參數(shù)、轉力矩輸出功能被設置在平衡的感電電動機上
3.VP技術的模擬分析
為了要加速模擬速度，唯一的沒有外部的那些環(huán)境應用的負荷被模擬，同時，粉碎機需要非常短的加速時間，沒有負載的環(huán)境是不可能的。粉碎機需要加速的這段時間內(nèi)，轉子跑到他的位置上。 錘片的排列的結果，在研磨中起作用的軸通常用不同種型號，錘片通過定子的排列的長短來確定。因此質(zhì)心上的轉子偏離最初的位置。根據(jù)概率公差，質(zhì)心的方向也就是軸運動的方向，磨損的方向是在情理之中的。此外，和磨損情形對比，錘片的磨損也是模擬的。
根據(jù)模擬的結果列出表1
磨損的圖被展現(xiàn)在圖4上，第四個錘片和軸子被標在Ⅰ和Ⅳ上，當從軸向觀察，每組的錘片，每組都標著1到8平行的定子，在圖4A磨損程度每個錘片是平等的。圖 4B條的磨損程度，每個錘片的一組是不平等的，而相應的錘片組有Ⅰ ，Ⅲ 同樣的磨損程度。至于Fig.4c和Fig.4d的磨損程度的錘片是不相同完全。圖5顯示振動加速度和動力頻譜圖的球軸承收集在這一過程中，該轉子轉過第一第二輪之后， 14號實線代表的振動響應左軸承和虛線代表是正確的。 圖4示意圖磨損形式。錘片的磨損的主體部分的振動頻率之前和之后沒有變化。 但強度在每一個頻率是完全不同的圖5振動響應每個軸承從相應的頻率，損壞轉子。在低頻階段加強和強度削弱了在高頻率的階段。特別是根據(jù)“甚至磨損”形勢的變化很大大于其他情況下。和同樣的結論可以發(fā)現(xiàn)振動擴增管轉子。通過對比Fig.5b和Fig.5c ， 可以推斷，徑向偏移嚴重破壞了平衡的轉子。這一結論也可以通過Fig.5d和 Fig.5e的對比得到。由于徑向偏移量“相鄰不均勻磨損“顯然是大于“不對稱不均勻磨損” 。強度在強迫振動頻率（24.67赫茲）增加多少更根據(jù)“甚至耐磨”和“相鄰不均勻磨損”的情況，雖然有點變化根據(jù)以上兩種情況對比。
4結論
?（1）磨損形式并不影響能使錘片的振動頻率改變的轉子。然而，它確實帶來了明顯的變化強度的頻率，其中的強度低頻率的階段，同時加強這一高頻率階段的削弱。
（2）徑向偏移現(xiàn)實出來是不穩(wěn)定的轉子相對于軸向偏移。振幅和強度大大增加時質(zhì)心偏離徑向。
（3）強度的強迫振動頻率大大提高時，會出現(xiàn)無論是錘片磨損均勻或鄰近群體錘片磨損不均等方面的磨損情況。它需要較大的徑向力來抵消這兩個磨損形式，結果是不穩(wěn)定的轉子。
（4）基于以上這些結論，為了控制飼料粉碎機的轉子的振動，飼料粉碎機的轉子不應徑向偏移。因此，轉子需要很好的平衡特別是需要在達到動態(tài)平衡之前進入正常的運行。
附錄2 英文參考資料
Vibration generated by the abrasion of the hammer slicein feed-grinder based on virtual prototype technology
Abstract: The abrasion of the hammer slice can cause the rotor of the feed-grinder to lose balance and then make the grinder vibrate. A virtual prototype (VP) based on the rotor of SFSP112×30 feed-grinder was set up by using MDT and vN4D for investigating the relationship between the abrasion of the hammer slice and the vibration of the rotor. By simulating the VP with various abrasion forms, it has been found that the abrasion form does not influence the makeup of the vibration frequency but the intensity. That is, the intensity of the low-frequency stage strengthens but that of the high-frequency stage weakens when the hammer slices are worn out. The vibration amplitude and intensity both increase when the abrasion makes the centroid of the rotor offset radially. However, they do not change much when the centroid offsets axially. The intensity of the forced vibration frequency also greatly rises when the center of mass offsets radially.
Therefore, to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor had better not offset radially.
Key words feed-grinder; hammer slice; virtual prototype (VP); abrasion; vibration
Vibration generated by the abrasion of the hammer slice in feed-grinder based on virtual prototype technology[J]. As one of the kernel equipment in feedstuff processing industry, the feed-grinder has been developed for years. But because of its special processing object, like cereal and mineral, there are few theoreti- cal studies on the feed-grinder except some experimen- tal researches. However, while the feed-grinder runs into many problems such as vibration, noise and clog- ging which mainly result from its own structure char- acteristics, running environment and fitting precision.
Although some methods such as lower rotational speed and wider rotor diameter have been adopted to im-prove its performance, those problems cannot be thor- oughly solved. Recently, et al has analyzed the vibration of the feed-grinder by calculat- ing the natural frequency of the rotor. Therefore, the rotation speed can be adjusted to be lower or high- er than the resonance speed to damp the vibration of the pulverator. But the natural frequency of the rotor is not constant, especially after long time grinding. On account of the array of the hammer slices and other factors, the hammer slices usually abrade unevenly, which causes the eccentricity of the rotor and then make the grinder vibrate[9]. Therefore, studying the characteristics when the hammer slices abrade is quite practical for taking better action to damp the vibration of the pulverator.
Virtual prototype (VP) technology is a process ofusing a CAD model, instead of a physical prototype, to test and evaluate the specific characteristics of a product or a manufacturing process[1]. The develop- ment of hardware and software of computer and network technology widely expands the application of VP. Meanwhile, traditional optimization and simula- tion techniques provide essential foundation to realize VP. Except for the hi-tech field, VP technology has also been applied to agricultural machinery design increasingly[10]. The authors attempt to apply VP technology to the engineering analysis of general machinery.
In this paper a simplified dynamic model for the rotor of the feed-grinder was developed based on rotor dynamics and the corresponding virtual prototype of the rotor was generated by using MDT and vN4D. By simulating the VP under different abrasion situations, the vibration characteristics of the rotor when the hammer slices abrade was analyzed.
1 Simplified model of the rotor
The rotor of SFSP112×30 feed-grinder with the symmetrical hammer slice array is shown in Fig.1. It consists of spindle, ball bearings, disk boards, ham-mer slices, pins and sleeves and its full-load rotational speed is 1480 r/min. So its frequency of the forced vibration should be 1480/60=24.67Hz.
Fig.1 Diagram of the rotor of SFSP112×30 feed-grinder
Based on the simplification principle of lumped parameter method[2]that the simplified model should have the same gross mass, moment of inertia and posi- tion of centroid to the original, the rotor of the pulver- ator was simplified into a one-span six-disc rotor system with two springs' support, as shown in Fig.2. The right end of the spindle and the center of each ball bearing and disk board are chosen as the positions of six disks. Fig.2 Simplified model of the rotor
The ball bearing is generally considered that it only provides stiffness because of its small damping[3]. In the system each self-aligning bearing on one side of the spindle is modeled as a spring, the stiffness of which can be calculated in the light of the following equation[4]:
2 Virtual prototype of the rotor
The 3D model of the rotor which only includes parts related to the simulation was built in MDT, a three- dimensional modeling software. The initialization of VP was fulfilled in vN4D, including importing the 3D model from MDT, modifying constraints between the parts and appending motor power[5]. Some important steps are listed below:
1) Instead of flat key joint each disk board is attached to the spindle by rigid joint which locks two bodies together absolutely.
2)Rigid jointis also used to fasten the pin with the disk board.
3) Because sleeves are used to limit the positions of the hammer slices, rigid joint is set as the constraint between the sleeve and the pin.
4) Constraint between the hammer slice and the pin is revolution joint, which is used to limit the motion of two bodies so that one body only rotates about a certain axis with respect to the other body.
5) The ball bearings are replaced by bushing constraint which can simulate the function of ball bearings. Eq. (1) is set as the stiffness function parameter of bushing constraint.
6) A motor constraint is added to the left end .
3 VP simulation and analysis
In order to accelerate the simulation speed, only those circumstances without external applied load were simulated. Meanwhile, since the pulverator needs a very short accelerating time, only the stage when the rotor runs stably is considered in this paper. As a result of the permutation of the hammer slices, the axial distribution of the material in the mill housing is often inhomogeneous and so does the wear extent of each hammer slice along the spindle. There- fore, the centroid of the rotor deviates from its original position. According to the probable deviation direction of the centroid, namely, radial, axial and both directions, four kinds of abrasion forms were specified. Furthermore, to contrast with the vibration under abrasion situations the performance with undamaged hammer slices was also simulated. The results of simulation are listed in Table 1.Table 1 VP simulation results with five abrasion forms of hammer slices
The diagrammatic sketch of the assumed abrasion forms is shown in Fig. 4. The four pin-and-sleeve groups were labeled fromⅠtoⅣclockwise when viewed from the axial direction and the hammer slices in each group are all marked from 1 to 8 parallel to the spindle. In Fig.4a the worn extent of each hammer slice is equal. In Fig. 4b the worn extent of each hammer slice in one group is unequal while the corresponding hammer slices in groupⅠandⅢhave the same worn extent. As for Fig.4c and Fig.4d the worn extent of the hammer slice is not identical entirely.
Figure 5 shows the vibration acceleration and power spectrum diagram (PSD) of the ball bearings collected in the process that the VP of the rotor ran for one second after it had wheeled for 14 s. Real line represents the vibration response of the left bearing and dashed line represents that of the right one. Fig.4 Sketch of abrasion forms.
The component of the vibration frequency changes little before and after the hammer slices are worn out. But the intensity at each frequency is quite different Fig.5 Vibration response of each bearing from the corresponding frequency of undamaged rotor.
At low-frequency stage the intensity strengthens and weakens at high-frequency stage. Especially the intensity under " even abrasion" situation changes much greater than that under other situations. And the same conclusion can be found for the vibration amplitude of the rotor. By contrasting Fig.5b and Fig.5c, it can be inferred that the radial offset of the centroid badly destroyed the balance of the rotor. This conclusion can also be acquired by contrasting Fig.5d and Fig.5e because the radial offset quantity of "adjacent uneven abrasion" is obviously larger than that of "asymmetric uneven abrasion". The intensity at the forced vibration frequency (24.67Hz) increases much more sharply under " even abrasion" and " adjacent uneven abrasion" situations while it changes a little under the other two situations.
4 Conclusions
1) The abrasion form of hammer slice does not influence the makeup of the vibration frequency of the rotor. However it really brings obvious changes to the intensity of the frequency, which exhibits that the intensity of low-frequency stage strengthens while that of high-frequency stage weakens.
2) The radial offset of the centroid can markedly disrupt the balance of the rotor compared with the axial offset. The vibration amplitude and intensity both increase greatly when the center of mass deviates radially.
3) The intensity at the forced vibration frequency is greatly raised when either the hammer slices wear evenly or the adjacent hammer slice groups wear unevenly with respect to other abrasion forms. It owes to the larger radial centroidal offset of these two abrasion forms that results in the imbalance of the rotor.
4) Based on these conclusions above, in order to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor should not present radial offset. So the rotor needs to be well balanced especially in the dynamic balance test before going into operation.
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘 要
秸稈纖維的制取一直是生物工程領域關注的問題，本文通過對傳統(tǒng)秸稈制取方式和纖維粉碎的各種方法的對比分析，采用機械原理制取微小秸稈纖維，并保證其生產(chǎn)率和纖維質(zhì)量。
首先通過討論傳統(tǒng)的秸稈纖維粉碎制取的方法，分析各種方法的優(yōu)點與缺點。綜合各種粉碎方法，決定采用兩次粉碎的方法制取秸稈纖維，即先用連續(xù)沖壓模具錘擊初步粉碎，再利用錘片式粉碎機二次粉碎。沖壓模具的選取上，決定采取牙型模具配合傳統(tǒng)空氣錘。在眾多種類的粉碎機中，通過比較，決定采取錘片式帶篩粉碎機，并配合風選系統(tǒng)，提高效率，本文主要進行粉碎機的設計，首先進行結構設計，包括兩部分，一個是粉碎部分的結構與功率的設計；二是風選部分的結構與功率的設計。粉碎部分包括錘片的選擇，篩網(wǎng)的選擇等等，其次進行主軸的校核與軸承的校核。
關鍵詞：起重機；橋式；起升機構；小車；卷筒組
Abstract
Manufacture of the straw’s fiber is always the focus which the field of Biological Engineering concern about. The article through contrasting and analyzing the traditional manufacture ways the straw’s fiber and crushing ways of fiber ,it introduces manufacturing of ways the straw’s fiber machinery and ensures its productivity and fibrous quality.
The article discuss the advantage and disadvantage of tradition method which manufacturing fiber of the straw and ways of machinery crush. Comprehensive various method I decide to choice firstly continuous Stamping die to first Smash, and use Hammer mill for again smashing. In the many types of pulverizers, I decided to take hammer-mill with screening by comparison, With the wind-election system?for improving efficiency?.The article mainly carried out the design of Hammer Mill. First, I must choose design structure?.It consists of two parts, One is design of structure and power?which smash part; Another is design of structure and power which wind-election system . Smash part include choose hammer, Screen, and so on. Next?checking the spindle and bearing.
Key words Fiber of the straw manufactured；Teeth-shape die；Hammer mill
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I
-II-
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 秸稈纖維的制取方法 1
1.2 粉碎技術 2
1.2.1 粉碎的方法種類 2
1.2.2 破碎機構的種類 3
1.2.3 粉碎機的分類 5
1.2.4 粉碎機技術發(fā)展現(xiàn)狀 6
1.3 主要內(nèi)容 7
第2章 確定總方案 8
2.1 方案的確定 8
2.2 本章小結 9
第3章 壓力機與模具的選取 10
3.1 模具的設計 10
3.2 壓力機的選擇 10
3.3 本章小結 11
第4章 錘片粉碎機的原理及設計 12
4.1 錘片粉碎機的基本原理 12
4.1.1 原理及類工作型 12
4.1.2 錘式破碎機的結構 12
4.2主要部件零件的設計說明 14
4.2.1 已知條件 14
4.2.2 錘擊轉子的錘片個數(shù)計算 15
4.2.3 離心風機的葉輪直徑的計算 16
4.2.4 功率的相關計算 16
4.2.5 帶傳動的設計 17
4.2.6 主軸設計及校核 20
4.2.7 軸承選取與校核 23
4.3 本章小結 23
第5章 機器的使用和維護 24
5.1 粉碎機的正確使用 24
5.2 粉碎機的維護與保養(yǎng) 24
5.3 本章小結 25
總 結 26
參考文獻 27
致 謝 28
附錄3 中華人民共和國法定計量單位 42
附錄4 數(shù)字用法示例 45
附錄5 插表示例 46
附錄6 有關的技術制圖國家標準 46
附錄7 有關電氣圖形符號、文字符號的國家標準 46
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IV
第1章 緒 論
1.1 秸稈纖維的制取方法
秸稈是纖維組分含量很高的農(nóng)作物殘留物，秸稈纖維是天然纖維素纖維，有著廣泛的應用前景，原材料豐富，價格低廉并可以降解。能夠適應符合環(huán)境要求的產(chǎn)品的開發(fā)。秸稈是成熟農(nóng)作物莖葉（穗）部分的總稱。通常指小麥、水稻、玉米、薯類、油料、棉花、甘蔗和其它農(nóng)作物在收獲籽實后的剩余部分。農(nóng)作物光合作用的產(chǎn)物有一半以上存在于秸稈中，秸稈富含氮、磷、鉀、鈣、鎂和有機質(zhì)等，是一種具有多用途的可再生的生物資源,秸稈也是一種粗飼料。特點是粗纖維含量高（30%-40%），并含有木質(zhì)素等。木質(zhì)素雖不能為豬、雞所利用，但卻能被反芻動物牛、羊等牲畜吸收和利用。我國農(nóng)民對作物秸稈的利用有優(yōu)久的歷史，只是由于從前農(nóng)業(yè)生產(chǎn)水平低、產(chǎn)量低，秸稈數(shù)量少，秸稈除少量用于墊圈、喂養(yǎng)牲畜，部分用于堆漚肥外，大部分都作燃料燒掉了。隨著農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的發(fā)展，我國自20世紀80年代以來，糧食產(chǎn)量大幅提高，秸稈數(shù)量也多，加之省柴節(jié)煤技術的推廣，燒煤和使用液化氣的普及，使農(nóng)村中有大量富余秸稈。秸稈纖維的制取是一種比較有效處理秸稈，避免浪費資源，污染環(huán)境的方法。
秸稈的化學成分含纖維素、半纖維素和木質(zhì)素。纖維素大分子鏈有規(guī)則的排列而聚合成微細纖維，若干微細纖維組成的細纖維，再組成纖維。半纖維素和木質(zhì)素在植物細胞中起著“粘合劑”和“填充劑”的作用，分布在細纖維之間的間隙里。纖維素是有結晶區(qū)和無定型區(qū)交錯聯(lián)接而成。在結晶區(qū)內(nèi)纖維素鏈分子的排列具有完全的規(guī)則性；在無定型區(qū)，纖維素鏈分子排列規(guī)則性較差，排列較不規(guī)則，結合得較松弛。秸稈的抵抗拉伸變形的能力很強。
秸稈纖維的制取一直是生物工程領域關注的問題。傳統(tǒng)制取秸稈纖維可以采用多種方法，如：汽爆法、研磨法和錘擊法等。
汽爆法所用的設備就是汽爆機，例如正道重機集團有限公司的QB200汽爆機是由汽爆腔、物料收集腔、2臺高壓蒸汽發(fā)生器、啟爆執(zhí)行系統(tǒng)及電氣自動化等部分組成，汽爆時伴隨有急促爆炸響聲，區(qū)別于無爆炸聲的熱噴放。
目前粉碎秸稈最常用的設備是粉碎機，具體設備將在后面介紹。
1.2 粉碎技術
1.2.1 粉碎的方法種類
粉碎的方法類型繁多，但按施力方法不同．對物料粉碎有擠壓、彎曲、沖擊、剪切和研磨等方法。而在粉碎機械中，施力情況很復雜，往往是幾種施力同時存在，當然在某一臺粉碎機械中也只有一種或二種主要施力。
由于物料顆粒的形狀是不規(guī)則的，而且物料的物性不同，所以采用的粉研方法也不同。利用機械力粉碎物料按施加外力的不同有如下幾種方法。
1.2.1.1 壓碎
將物料置于兩塊工作面之間，施加壓力后，物料因壓應力達到其抗壓強度而破碎．其工作原理見圖1-1（a）。
圖1-1粉碎種類
1.2.1.2劈碎
將物料置于一個平面及一個帶尖棱的工作平面之間，當帶尖棱的工作平面對物料擠壓時，物料將沿壓力作用線的方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂平面上的拉項力達到或超過物料拉伸強度極限。物料的拉伸強度極限比抗壓強度極限小很多。其工作原理見圖1-1（b）。
1.2.1.3 沂碎
物料受彎曲應力作用而破碎。被破碎物料承受的彎曲應力達到物料的彎曲強度時，即被折斷而破碎。其工作原理見圖1-1(c)(d)。
1.2.1.4 沖擊破碎
物料受沖擊力作用而破碎，見圖1-1（f）它的破碎力是瞬時作用的砷效率高、破碎比大、能量消耗小。沖擊破碎有如下幾種情況：
①運動的工作體對物料的沖擊；
②高速運動的物料向固定的工作面沖擊；
③高速運動的物料互相沖擊；
④高速運動的工作體向懸空的物料沖擊。
1.2.1.5 磨碎(研磨)
物料與運動的工作表面之間受一定的壓力和剪切力作用后、其剪切應力達到物料的剪切強度極限時，物料便粉碎；或物料彼此之間摩擦時的剪切、磨削作用而使物料粉碎，見圖1-1（g）。
根據(jù)以上幾種粉碎方式得出有以下幾種不同的工作原理的機構可共選擇。
1.2.2 破碎機構的種類
1.2.2.1 鄂式破碎
是依靠活動鄂板作周期性的往復運動，把進入兩鄂板間的物料壓碎。其工作原理見圖1.2。
圖1-2 頸式破碎機破碎示意目
1.2.2.2 錘式破碎
物料受高速回轉的錘頭的沖擊和物料本身以高速向固定襯板沖擊而物料粉碎。其工作原理見圖1-3。
圖1-3 錘式破碎機破碎示意固
1.2.2.3 錐破碎 (旋回破碎)
靠內(nèi)錐體的偏心回轉，使處方兩錐體間的物料受到彎曲和擠壓而破碎。其工作原理見圖1-4。
圖1-4圓錐破碎示意圖
1.2.2.4 輥式破碎
構料落在兩個相互平行而旋向相反的輥子間(相向轉動)，物料在輥表面的摩擦力作用下，被扯進轉輥之間，受到輥子的擠壓而破碎。其工作原理見圖1-5。
圖1-5 輥式破碎示意圖
1.2.3 粉碎機的分類
粉碎機械分類方法也有多種。按其工作原理可分為擊碎、磨碎、壓碎和鋸切碎等。按產(chǎn)品粒度及粉碎比可分為粗粉碎機、中粉碎機、微粉碎機及超微粉碎機。按粉碎機轉子的轉速可分為低速(<70r/min)、中速(70～900r/min)、高速(>900 r/min)粉碎機。
錘片式帶篩粉碎機是工業(yè)生產(chǎn)中應用最廣泛的粉碎機型之一。其基本構造包括各種形狀的篩片(有圓筒型、水滴型.亞橢圓型、U型、n型等)、轉子、錘片和固定在錘片轉子周圍的沖擊齒板。粉碎原理是無支承式的沖擊粉碎，在粉碎過程中，被加工的物料進人粉碎室內(nèi)，受到高速旋轉的錘片的反復沖擊、搓擦和在齒板上的碰撞，從而被逐步粉碎至需要的粒度后穿過篩孔排出。
錘片式無篩粉碎機是飼料工業(yè)中常用的一類微粉碎機，按照轉子的布置可分為立式和臥式兩大類。此類粉碎機恨據(jù)機械沖擊的原理，利用圍繞水平或垂直軸旋轉轉子上的沖擊工件對物料施以高速沖擊，并使其與定子間產(chǎn)生的強力沖擊，摩擦、剪切等作用而使物料粉碎。粉碎產(chǎn)生的細粉在氣流的作用下，通過分級裝置排出，粗粉在重力或負壓作用下重新進人粉碎區(qū)再次被粉碎。
輥式粉碎機在加工中也是一種常用粉碎機，主要用于谷物原料的粉碎、破碎和壓片。它主要由機體、喂料機構、磨輥、清潔刷和傳動裝置組成。作業(yè)時通過水平或傾斜的單對或多對磨輥之間的擠壓、剪切、撕拉等綜合作用對物料進行粉碎。隨著飼料工業(yè)的發(fā)展，工廠規(guī)模的逐漸擴大，輥式粉碎機的應用也日益廣泛。與錘片式粉碎機相比其突出優(yōu)點有粒度均勻。溫升低，水分損失少;轉速低，耐磨損，使用周期長;能耗低，比錘片式粉碎機能耗低30%一85%;粉塵少、噪聲低。不足之處是對粉碎原料有限制，適用于脆性物料的粉碎。微粒表面形狀不規(guī)則，多為矩形。而錘片式粉碎機產(chǎn)的微粒主要是球形因此體積密度相比低5%-15%。初期設備投資較大，潛在維修成高。
其它類型粉碎機各有特點。比如爪式粉碎機，其特點是體積小，重量輕，工作轉速高，產(chǎn)品粒度細，對加工物料的適應性廣;不足之處是動力消耗大，噪聲高，單機粉碎產(chǎn)量低。隨著粉碎機的發(fā)展，越來越多的種類出現(xiàn)，而且有專門粉碎某種原料的粉碎機，粉碎機的效率也越來越高，噪音、污染、耗電都越來越少，隨著科技的發(fā)展，粉碎機也日新月異的發(fā)展著。
1.2.4 粉碎機技術發(fā)展現(xiàn)狀
1.2.4.1 國內(nèi)粉碎機整機現(xiàn)狀
20世紀90年代以來，我國機械行業(yè)中崛起了數(shù)家以江蘇牧羊、江蘇正昌為代表的企業(yè)集團，成為行業(yè)中的龍頭企業(yè)，這些企業(yè)通過引進國外先進技術和設備，根據(jù)我國市場需求調(diào)整產(chǎn)品結構，先后開發(fā)了75一350 kW水滴型錘片式粉碎機、立軸式微粉碎機，創(chuàng)出了水滴王、冠軍、優(yōu)勝等品牌，形成了標準化、系列化產(chǎn)品，一些產(chǎn)品已達到國際先進技術水平。江蘇牧羊集團至今已形成了以“水滴王968"系列粉碎機為代表的粗粉碎機，SWFP"超越”系列微粉碎機為代表的微粉碎機,SWFL B型“超樂”系列超微粉碎機為代表的超微粉碎機等多種品類的粉碎機設備群。牧羊968水滴王系列粉碎機，功率配備為75-350kW，產(chǎn)量為12-70t/h,適用篩片篩孔Φ1.2-4.0mm。根據(jù)目前對比檢測結果，968系列在用Φ3.0mm篩孔粉碎玉米時噸料電耗最低可達5.2kW·h，其粗粉碎性能指標和穩(wěn)定性處于領先地位。在結構方面，采用了有利于提高粉碎效率的水滴型篩片，一步到位的聯(lián)動式壓篩機構，不停機換篩技術，可調(diào)整的錘篩間隙，實現(xiàn)普通粉碎與微粉碎的轉換，提高了生產(chǎn)效率。SWFP"超越”系列微粉碎機功率配備為55-200kW，適用篩片篩孔為Φ0.6mm-Φ2.0mm,噸料電耗較低，采用Φ1.0mm篩孔篩片粉碎玉米時噸料電耗可達14.5kW·h，采用Φ0.8mm篩孔篩片粉碎玉米時噸料電耗可達17.8kW·h,SWFP66100(132 kW)型魚料粉碎產(chǎn)量為10t/h， SWFC B型“超樂”系列超微粉碎機，功率配備為90-160kW，在90%通過80目的條件下產(chǎn)量為1.2-5.5t/h。
1.2.4.2 國外典型粉碎機技術發(fā)展現(xiàn)狀
目前在國外粉碎機工廠中，錘片式粉碎機是最常用的粉碎設備。如北美地區(qū)配備的錘片粉碎機，最大直徑可達1.9m,篩片面積4.5，轉速3600r/min，錘片線速度107m/s，功率447kw，大多還配有供風系統(tǒng)用于氣力輸送。但在近幾年中，輥式粉碎機由于其適于粗粉生產(chǎn)及低噪音、低能耗、粒度均勻這些優(yōu)點而越來越受歡迎川。美國RoskampChampion(CPM)公司生產(chǎn)的HM系列水滴型臥式粉碎機采用全寬度頂部雙向進料方式，使篩片有效利用面積最大化，減少了換錘片次數(shù)，水滴型篩可以阻止物料環(huán)流層的形成，大大提高了粉碎效率。HM54系列粉碎機轉子直徑為1.372m，錘片末端速度達123.3m/s，配套動力為75-447kW,篩片面積1.527 -4.583 。Champion系列粉碎機采用交錯開孔排列布置的篩片不同孔徑的篩片組合使用，效率提高10% -15%，并在粉碎機轉子隔板上分布有2組銷軸孔來調(diào)節(jié)錘篩間隙，以此調(diào)節(jié)粉碎粒度。意大利GBS公(GOLFETTO/BERGA/SANTATI)最新生產(chǎn)的MSV120/25型立式粉碎機，在增大錘片與物料撞擊區(qū)的同時，盡可能減少了粗粉與篩片的摩擦以降低溫升,其轉筒型篩片及大篩理面積結構有助于出粉，無須再配傳統(tǒng)的吸風裝置,機體內(nèi)部涂覆耐磨材料顯著降低了噪聲。該機配備了AB60/R型喂料機，可自動排出鐵質(zhì)雜物，能根據(jù)電機的功耗實現(xiàn)均勻進料。
1.3 主要內(nèi)容
對秸稈纖維制取的方法進行了簡單的介紹，并從中選取比較，決定選用機械粉碎的方法來制取秸稈纖維。然后對粉碎方式進行介紹，并說明每種方式的優(yōu)缺點。最后介紹了粉碎機的種類和現(xiàn)今國內(nèi)外粉碎機的技術發(fā)展現(xiàn)狀，其中每一種粉碎機都有自己的有點和缺點，把粉碎機常用的種類和用于何種原料的加工都進行了較為詳細的介紹。
第2章 確定總方案
2.1 方案的確定
目前秸稈粉碎主要分為兩種。一種是用汽爆法，所用設備為汽爆機，汽爆之前一般將秸稈用特殊溶液浸泡一定時間，再進行蒸汽汽爆，所以會產(chǎn)生廢水，不容易處理。
本課題要求采用機械原理制取微小秸稈纖維，并保證其生產(chǎn)率和纖維質(zhì)量，這就要用到另一種粉碎方法——機械粉碎，常用的粉碎機為錘片粉碎機和輥式粉碎機。
輥式粉碎機，構料落在兩個相互平行而旋向相反的輥子間(相向轉動)，物料在輥表面的摩擦力作用下，被扯進轉輥之間，受到輥子的擠壓而破碎。其突出優(yōu)點有粒度均勻。溫升低，水分損失少;轉速低，耐磨損，使用周期長;能耗低;粉塵少、噪聲低。但是輥式粉碎機的粉碎原則有限，適用于脆性物料的粉碎。微粒表面形狀不規(guī)則，多為矩形，不符合課題要求的。
錘片粉碎即物料受高速回轉的錘頭的沖擊和物料本身以高速向固定襯板沖擊而物料粉碎。其原理是無支承式的沖擊粉碎，在粉碎過程中，被加工的物料進人粉碎室內(nèi)，受到高速旋轉的錘片的反復沖擊、搓擦和在齒板上的碰撞，從而被逐步粉碎至需要的粒度后穿過篩孔排出。傳統(tǒng)的普通錘片粉碎機間隙大，秸稈會有塊狀剩余物，間隙小纖維形狀不符合要求。
綜合上述結果，考慮到課題需要低成本及無污染，決定采用兩次粉碎進行制取秸稈纖維。
首先對秸稈采用錘擊法。將秸稈原料送入設計的高速壓力機和錘擊模具，經(jīng)過高速錘擊后初步獲得所需要的纖維。再配合錘片粉碎機進行再次粉碎，這樣即可提高纖維質(zhì)量又可保證生產(chǎn)率。
擬定的具體要求
a 允許最大進料粒度（mm） 15
b 允許最大物料硬度 (莫氏) 6.5
c 允許物料最大含水量 6%
d 粉碎細度要達到（目） 20-325
e 產(chǎn)量最小達到小時（kg） 30
2.2 本章小結
對目前制作秸稈纖維的方法進行了詳細的介紹，通過比較選用粉碎法。其中汽爆法雖然效率較高，但是制作過程中會留有廢水，難以處理，污染環(huán)境，所以采取粉碎法。通過不同種粉碎方式比較，決定采用錘片粉碎機的方式，最適應秸稈粉碎。 如果正常將原料放入錘片粉碎機直接粉碎，會有塊狀剩余物，而且粉碎的形狀不規(guī)則。所以先用壓力機沖壓，然后在送入粉碎機的方式，這樣既可以提高纖維質(zhì)量又可以提高效率。對粉碎機的具體要求擬定數(shù)據(jù)。
第3章 壓力機與模具的選取
3.1 模具的設計
秸稈屬于木材纖維，強度很低，粉碎所需力很小。
初次粉碎時，希望能保證秸稈纖維能沿著纖維方向粉碎，經(jīng)過試驗測試，只選用平面模具的沖擊，可以達到一定的效果，但是秸稈粉碎后易粘結在一起，不可取。為了提高粉碎效率和保證粉碎質(zhì)量，擬定選擇牙型模具。牙型的尺寸太大會影響粉碎效率，太小使纖維粘結，初步尺寸如圖3-1。
圖3-1 牙型模具
材料選擇：
此模具工作環(huán)境為連續(xù)沖擊，受力復雜，升溫低，需選擇耐磨、耐沖擊性好的材料，可選擇碳素工具鋼T10A，或高速工具鋼W18Cr4V，即可滿足要求。
3.2 壓力機的選擇
壓力機是對材料進行壓力加工的機床，通過對坯件施加強大的壓力使其發(fā)生變形和斷裂來加工成零件。包括液壓傳動和機械傳動的壓力機。它由電動機通過皮帶輪及齒輪驅動曲軸轉動，曲軸的軸心線與其上的曲柄軸心線偏移一個偏心距，從而便可通過連桿(連接曲柄和滑塊的零件)、帶動滑塊做上下往復運動。
粉碎秸稈需要連續(xù)打擊，選取空氣錘，因為需要的打擊能量很小，C41-150型即可滿足要求。
其中主要參數(shù)如下：
落下部分重量150千克；
打擊能量為250千克；
打擊次數(shù)180次/分；
工作區(qū)高度為300mm；
主電機18.5kW；
外形尺寸為長2154mm、寬1033mm、高2450mm。
3.3 本章小結
通過查詢資料，得到?jīng)_壓時采用平面模具，粉碎時能保證秸稈纖維能沿著纖維方向粉碎，為了防止秸稈粉碎后易粘結在一起，提高粉碎效率和保證粉碎質(zhì)量，擬定選擇牙型模具。根據(jù)秸稈的材質(zhì)，選取壓力機為C41-15型。
第4章 錘片粉碎機的原理及設計
4.1 錘片粉碎機的基本原理
4.1.1 原理及類工作型
錘式破碎機的主要工作部件為帶有錘子(又稱錘頭)的轉子。轉子由主軸、圓盤、銷軸和錘子組成。電動機帶動轉子在破碎腔內(nèi)高速旋轉。物料自上部給料口給入機內(nèi)，受高速運動的錘子的打擊、沖擊、剪切、研磨作用而粉碎。在轉子下部，設有篩板，粉碎物料中小于篩孔尺寸的粒級通過篩板排出，大于篩孔尺寸的粗粒級阻留在篩板上繼續(xù)受到錘子的打擊和研磨，最后通過篩板排出機外。
錘式破碎機類型很多，按結構特征可分類如下：
按轉子數(shù)目，分為單轉子錘式破碎機和雙轉子錘式破碎機；
按轉于回轉方向，分為可逆式(轉子可朝兩個方向旋轉)和不可逆式兩類；
按錘子排數(shù)，分為單排式(錘子安裝在同一回轉個面上)和多排式(錘子分布在幾個回轉平面上)；
按錘子在轉子上的連接方式，分為固定錘式和活動錘式。固定錘式主要用于軟質(zhì)物料的細碎和粉磨。
4.1.2 錘式破碎機的結構
4.1.2.1 單轉子錘式破碎機
單轉子錘式破碎機可分為可逆式和不可逆式兩種類型?？赡媸藉N式破碎機的轉子首先向某一方向旋轉，對物料進行破碎。該方向的襯板、篩板和錘子端部即受到磨損。磨損到—定程度后，使轉于反方向旋轉，此時破碎機利用錘子的另一端及另一方的襯板和篩板工作．從而連續(xù)工作的壽命幾乎可提高一倍。單轉子不可逆錘式破碎機的轉子只能向一個方向旋轉。當錘子端部磨損到一定程度后．必須停車調(diào)換錘子的方向(轉180。)或更換新的錘子。機殼由上下兩部分組成，分別用鋼板焊成，各部分用螺栓連接成一體。襯板由高錳鋼制成，襯板磨損后可以拆換。
為了便于檢修、調(diào)整和更換篩條，機殼的前后兩面均開有檢修孔。為了便于更換錘子，機殼的兩例壁也開有檢修孔。
破碎機的主軸上安裝有數(shù)排圓盤，在轉子圓盤上有兩排銷孔，當錘子端部磨損后可以把銷軸插在外因孔內(nèi)，從而調(diào)整錘子與篩條之間的間隙。錘子用銷軸鉸接在各排圓盤之間，為了防止圓盤和錘子的軸向竄動，在圓盤兩端用壓緊錘盤和銷緊螺母固定。轉子兩端支承在滾動軸承上，軸承用螺栓固定在機殼上。主軸與電動機用彈性聯(lián)軸器直接聯(lián)接。為了使轉子運轉平穩(wěn)，在主軸的另一端裝有飛輪。
圓弧狀卸料篩板安裝在轉子下方，篩條的兩端裝在橫梁上，員外面的篩條用壓板壓緊．篩條排列方向與轉子運動方向垂直。篩條間隙由篩條中間凸出部分形成。為了便于物料的排出。篩條之間構成向外擴大的篩縫，同時還向轉子方向傾斜。
在進料部分還安裝有打擊板．是首先承受物料沖擊和磨損的地方。打擊板出托板和討板等部件組裝而成。托板是用鋼板焊接的，上面的襯板是高錳鋼鑄件，組裝后用兩根軸架裝在破碎機的機體上。進料角度可用調(diào)螺栓進行調(diào)整，襯板磨損后可以更換。
4.1.2.2 粉碎機主要易損部件
粉碎機的易損部件主要是錘片、篩片及沖擊齒板，也是粉碎過程中影響粉碎成本的重要因素。高質(zhì)量的易損件可以減少備件消耗，節(jié)省更換停機時間，提高單位時間內(nèi)的產(chǎn)量。雖然高質(zhì)量的零件的成本價格是普通材料零件的二倍到三倍，但是高質(zhì)量的零件的使用壽命卻是普通零件的 八倍到九倍，所以易磨損零件使用高質(zhì)量的部件是很有必要的。不僅節(jié)省備件停機更換的時間，能提高單位內(nèi)的產(chǎn)量，也是對成本的節(jié)省，可以將利益最大化。碎機錘片的形狀、尺寸、排列形式、線速度對粉碎效率有很大的影響。目前世界上有多種形狀的錘片.各種錘片的使用性能比較見表4-1
表4-1 錘片性能
錘片類型
使用性能
矩形錘片
通用性好，形狀簡單，易制造
焊耐磨合金
延長使用壽命，制造成本較高
階梯型錘片
工作棱角多，粉碎效果好，但耐磨性差
尖角錘片
適用于粉碎纖維物料，耐磨性差
環(huán)形錘片
只有一個銷孔，工作中自動變換工作教，磨損均勻，但結構復雜
其中矩形錘片因其通用性好、生產(chǎn)成本低而應用最廣。我國粉碎機所用錘片已標準化，JB/T 9822.2-1999標準規(guī)定了三種規(guī)格，制造錘片的材料有10,20號優(yōu)質(zhì)碳素鋼及65錳鋼。10,20號鋼需經(jīng)滲碳處理以實現(xiàn)耐磨與韌性的統(tǒng)一。為提高錘片的耐磨性，目前常見處理方法是在錘片工作棱角堆焊碳化鎢合金，對錘片進行表面硬化處理。試驗結果表明，堆焊碳化鎢合金錘片與65錳鋼整體淬火錘片相比較，雖然前者的成本比后者高2倍多，但其使用壽命提高了7一8倍，現(xiàn)已大量采用這種錘片。國外優(yōu)質(zhì)錘片采用先進的噴涂技術、自動堆焊技術進行保護層硬化處理，使用壽命可達1000h。對于錘片的排列形式，主要有螺旋排列、對稱排列、交錯排列和對稱交錯排列四種，實踐經(jīng)驗與基于虛擬樣機的仿真分析表明，錘片交錯排列和對稱交錯排列轉子的平衡性較好，其中交錯排列轉子兩端軸承承載情況相近，轉子穩(wěn)定性好。粉碎機的篩片一般由冷軋俐板沖孔而成，通常采用圓孔，呈正三角形排列。這種篩片生產(chǎn)成本較低，應用最廣。目前也有圓錐孔篩和魚鱗篩等數(shù)種，經(jīng)試驗，采用魚鱗篩片比平板圓孔篩片產(chǎn)量高出20%一30%。但是用魚鱗篩片，成品平均粒度大，且在雙向旋轉切換時需要掉換篩片方向。為增加篩片的使用壽命通常還需對篩片進行滲碳、氮化等提高硬度的熱處理。沖擊齒板通常裝在進料口的兩側，用于阻礙環(huán)流層運動，增強對物料的碰撞、搓擦和摩擦作用。齒板一般用鑄鐵鑄造，其表面激冷成白口，以增強其耐磨性，齒形主要有人字形、直齒形和高齒槽三種。易損部件需要采用適當?shù)牟牧希趴梢允箼C器的效率最大化。
4.1.2.3 轉子轉速
轉子圓周速度的大小與物料性質(zhì)、破碎粒度、錘頭的磨損和機器結構等因素有關。隨著圓周速度的增加可使破碎比以及產(chǎn)品中細初級含量增加。但是圓周速度過大，將顯著地增加功率消耗、同時會引起錘頭、篩條和襯板的強烈磨損。破碎脆性物料時．轉子速度應比粉碎粘性物料大40％。轉子的四周速度，一般在30～50m/s。通常把圓周速度大于30m/s的稱為快速錘式破碎機，小于30m/s的稱為慢速錘式破碎機。選取適當?shù)霓D速，才可以使機器磨損和帶來的效益之間平衡，達到最佳的效果
4.2主要部件零件的設計說明
4.2.1 已知條件
a 允許最大進料粒度（mm） 15
b 允許最大硬度 (莫氏) 6.5
c 允許秸稈最大含水量 6%
d 粉碎細度要達到（目） 20-325
e 產(chǎn)量最小達到小時（kg） 300
由已知的硬度，及生產(chǎn)能力可以查設計手冊（破碎與篩分機械設計選用手冊）可得粉碎該級硬度的物料需要錘頭動能
E=1.47J
可脾性系數(shù)
=0.5
離心風機需要風量
QA=1900m3/h
4.2.2 錘擊轉子的錘片個數(shù)計算
錘擊轉子由錘片、銷軸、錘柄、錘柄套、隔盤、端板和隔套等組成。錘擊轉子在機殼內(nèi)高速旋轉，由于離心力的作用錘頭呈輻射狀。物料進入機先后，在破碎腔內(nèi)被錘片擊碎，同時造成物料與機殼、物料與物料之間的碰撞，加之錘片對物料的研磨作用而使物料粉碎。
粉碎能力主要與錘片的動能、錘頭與襯板的間隙、物料的性質(zhì)(如物料的可碎密度及硬度等)、含水率及喂料的均勻程度等因素有關。
粉碎機生產(chǎn)能力經(jīng)驗公式：
（4-1）
式中 ： Q1 錘擊轉子粉碎能力，t／h;
Kr 錘頭數(shù)量系數(shù)；
Kf 可脾性系數(shù)
表4-2 K與錘頭數(shù)量關系
錘頭數(shù)量/個
K
6～8
0.02
9～12
0.022
15～18
0.024
18～24
0.025
由4-1式帶 E=1.47J
KF=0.5（均由設計手冊查得）
Q=0.3t/h
計算 0.3=Kr×1.2／0.5
得： Kr≈0.024查上表4-2得錘片個數(shù)應在15-18之間，考慮到回轉平衡的需要取錘頭個數(shù)
K=16
錘片的材料以用高錳為好，高錳鋼價格較貴，一般很少使用。都選用含烙材料來制造錘頭。主要特點是韌性較低，但強度大，硬度高，耐磨性好，且加上性能好，可用來代替低碳鋼、中碳鋼。
4.2.3 離心風機的葉輪直徑的計算
公式： QA=8nDh3 （4-2）
式中： QA 風機計算風量
Dh 葉輪直徑
n 葉輪轉速
帶入數(shù)據(jù)得： Dh≈212.3
取整得： Dh ＝210mm
離心風機風壓的計算
公式： （4-3）
式中： n 葉輪轉速r/min
Dh 葉輪直徑
帶入數(shù)據(jù)得：
P全=1390Pa
4.2.4 功率的相關計算
4.2.4.1 錘擊轉子功率的計算
錘擊轉子所需功率與轉子的回轉直徑、轉速、錘頭的質(zhì)量及物料性質(zhì)等有關，可以按下述經(jīng)驗公式計算：
（4-4）
式中 ： R 錘擊轉子的回轉半徑，m；
η 風選錘式粉碎機的機械效率，—般取0.85-0.9
帶入數(shù)據(jù)得：
P1=GAR216×0.5×0.024/81000η
解得：
P1≈5.82kW
4.2.4.2 離心風機的功率計算
風選錘式粉碎機的離心風機不同于標準的離心風機和排粉機，其機殼曲線和葉片形狀是根據(jù)設備的工作特點而確定。日前尚無—個準確的功率計算公式，而是應用在生產(chǎn)實踐中總結出來的經(jīng)驗公式來計算離心風機功率：
（4-5）
代入數(shù)據(jù)得：
P2≈4.53kW
4.2.4.3 總功率的計算
P= +
式中 ： P 風選錘式粉碎機功率，kW；
Pl 錘擊轉子功率，kW；
P2 離心風機功率，kW；
代入數(shù)據(jù)得：
P=10.35≈11kW
查設計資料文獻[1]可知Y160M-4電動機可以選用額定功率P=11kW轉速n=1460r/min
4.2.5 帶傳動的設計
4.2.5.1 確定設計功率
公式 ：
Pd=KAP （4-6）
式中： KA 工作情況系數(shù)；
P 所傳遞的功率kW；
由設計資料文獻[1]得
KA=1.2
得 Pd =13.2kW
4.2.5.2 選擇V帶的型號
普通V帶的型號根據(jù)傳動設計功率Pd和小帶輪的轉速n1選取：
已知：
Pd =13.2kW n=1460r/min
查文獻1應選用B型帶。
4.2.5.3 確定帶輪基準直徑dd1，dd2并驗算帶速
由文獻[1]GB/T13575.1-92中選取dd1=140mm
則：
dd2= dd1=n1dd1/n2=150
得
dd1 =140mm dd2=150mm
驗算帶速v
v=v1=d1n1/60000m/s
=3.14×1460dd1/60000=18.6m/s≤25m/s
帶速在允許范圍之內(nèi)。
4.2.5.4 驗算傳動比誤差
轉動比：
i= dd2/dd1=150/140 =0.97
原傳動比：
i’= dd1=n2/n1=1460/1440 =0.96
δ=（0.97-0.96）/0.97=1%≤5%
在允許誤差范圍內(nèi)。
4.2.5.5 確定中心距a及帶的基準長度Ld
可設定中心距：
ao=1500mm
則可以計算帶長Ld0
由公式：
Ld0≈2a0+ （dd1+ dd2）+ mm （4-7）
得
Ld0=2×1500+1.57（140+150）+102/6000=3450mm
由文獻[1]選取Ld0=3550mm
確定實際的中心距a：
由公式： （4-8）
得：
a=1500+100/2
=1550mm
中心距調(diào)整范圍
amax=a+0．03Ld=1550+0.03×3550
=1656.5mm
amin=a-0．015Ld=1550-0.015×3550
=1496.75mm
4.2.5.6 驗算小帶輪包角a1
由
=180-57．3×0.01
=175.3≥120°
所以合適。
4.2.5.7 確定V帶的根數(shù)Z
由公式：
（4-9）
查文獻1可得=2.83kw KA =0.99 KL=1.30 帶入數(shù)據(jù)
得
Z≥13.2/（3×1.5）=2.96
取Z=3根
4.2.5.8 確定帶的初拉力F0
由公式：
（4-10）
其中q=0.17kg/m帶入數(shù)據(jù)
得：
F0=128N
4.2.5.9 計算作用在軸上的壓力Fz
由公式：
Fz≈2ZF0sina/2 （4-11）
得：
Fz=2×3×128×sin180/2≈768N
4.2.6 主軸設計及校核
本機械中的主軸所受徑向力很小可以忽略不計，按只受扭矩下計算
公式： （4-12）
因為是實心軸
式中 ： 扭剪應力 ，N/mm2；
T 軸承受的工作扭矩，N?mm；
WT 軸的抗扭截面摸量，mm3
P 軸傳遞的功率，kw；
n 軸的轉速r/min；
變形得軸的設計公式
為：
（4-13）
式中取A≈170 得：
D=30.6mm
由于軸上有3個鍵槽故軸的直徑應增加11%。
最后得主軸直徑為：
D=34mm
校核危險截面軸的強度
圖4-1 軸承支反力
計算得 ＝1014.7N, =246.7N
最大彎矩 M＝FZ×101.5＝77957 N·mm
圖4-2平面彎矩圖
粉碎部分轉矩 ＝39644 N·mm
風機部分轉矩 ＝30857 N·mm
圖4-3轉矩圖
圖4-4當量彎矩圖
確定危險截面為當量彎矩最大的截面Ⅰ Me＝105108N·mm
＝25.97mm<40mm
結論：根據(jù)當量彎矩法校核，軸的強度足夠
4.2.7 軸承選取與校核
由設計軸承文獻[1]中選取7208C，
軸承校核
因為所受的軸向力非常小，所以忽略不計，=0
因為＝1014.7N, =246.7N，所以校核的軸承
當量動載荷
查表4-1 選取2.0，基本額定靜載荷 Co=25800 (N)
表4-1 軸承參數(shù)
軸承代號
基本額定載荷
計算系數(shù)
Cr
Co
fp
7208C
1.94
2.58
2.0
X=1,Y=0 帶入數(shù)據(jù) P=2029.4N
基本額定動載荷 C=36800 (N)，工作溫度<120℃，＝1.0
帶入數(shù)據(jù)得 ＝70883h ，符合一般要求
4.3 本章小結
第一，介紹了錘片粉碎機的原理和構造，其中對易損部件特別介紹；第二，通過粉碎機要求的具體數(shù)據(jù)，計算錘擊轉子的錘片個數(shù)、離心風機的葉輪直徑、離心風機功率、錘擊轉子的功率，通過總功率選取電動機；第三，設計帶傳動裝置及校核；第四，主軸的設計及校核；第五，軸承的選取和校核。
- 32 -
第5章 機器的使用和維護
5.1 粉碎機的正確使用
1、粉碎機長期作業(yè)，應固定在水泥基座上。如果經(jīng)常變換工作地點，粉碎機和電動機要安裝在用角鐵制作的基座上，如果粉碎機用柴油機作動力，應使兩者功率匹配，即柴油機功率略大于粉碎機功率，并使兩者的皮帶輪槽一致，皮帶輪外端面在同一平面上。
2、粉碎機安裝完后檢查各部緊固件的緊固情況，若有松動須予以擰緊。
3、要檢查皮帶輪皮帶松緊度是否合適，電動機軸和粉碎機軸是否平行。
4、粉碎機啟動前，先用手轉動轉子，檢查一下齒爪、錘片及轉子運轉是否靈活可靠，殼內(nèi)有無碰撞，轉子的旋向是否與機上箭頭所指方向一致，電機與粉碎機潤滑是否良好。
5、不要隨便更換皮帶輪，以防轉速過高使粉碎室發(fā)生爆炸，或轉速太低影響工作效率。
6、粉碎機啟動后先空轉2-3分鐘，沒有異常現(xiàn)象后再投料工作。原料內(nèi)不得混有鐵塊和碎石等雜物。
7、工作中要隨時注意粉碎機的運轉情況，送料要均勻，以防阻塞悶車，不要長時間超負荷運轉。若發(fā)現(xiàn)由振動、雜音、軸承與機體溫度過高、向外噴料等現(xiàn)象，應立即停車檢查，排除故障后方可繼續(xù)工作。
8、操作人員不要戴手套，送料時應站在粉碎機側面，以防雜物反彈傷面部。
9、發(fā)生堵塞時，嚴禁用手、木棍強行喂入或脫出飼料。
10、工作結束應空運轉2-3分鐘，將機內(nèi)物料完全排除后，方可停止粉碎機和風機。
5.2 粉碎機的維護與保養(yǎng)
1、篩網(wǎng)的修理和更換。篩網(wǎng)是由薄鋼板或鐵皮沖孔制成。當篩網(wǎng)出現(xiàn)磨損或被異物擊穿時，若損壞面積不大，可用鉚焊的方法修復；若大面積損壞，應更換新篩。安裝新篩時，應使篩孔帶毛刺的一面朝里，光面朝外，篩片和篩架要貼合嚴密。環(huán)篩篩片在安裝時，其搭接里茬口應順著旋轉方向，以防物料在搭接處卡住。
2、軸承的潤滑與更換。粉碎機每工作300小時后，應清洗軸承。若軸承為機油潤滑，加新機油時以充滿軸承座空隙1/3為宜，最多不超過1/2，作業(yè)前只需將常蓋式油杯蓋旋緊少許即可。當粉碎機軸承嚴重磨損或損壞時，應及時更換，并注意加強潤滑；使用圓錐滾子軸承的，應注意檢查軸承軸向間隙，使其保持0.2-0.4毫米，如有不適，可通過增減軸承蓋處紙墊來調(diào)整。
3、齒爪與錘片的更換。粉碎機部件中，粉碎齒爪及錘片是飼料粉碎機中的易損件，也是影響粉碎質(zhì)量及生產(chǎn)率的主要部件。粉碎齒爪及錘片磨損后都應及時更換。齒爪式粉碎機更換齒爪時，應先將圓盤拉出。拉出前，先要打開圓盤背面的圓螺母鎖片，用鉤形扳手擰下圓螺母，再用專用拉子將圓盤拉出。為保證轉子運轉平衡，換齒爪時應注意成套更換，換后應做靜平衡試驗，以使粉碎機工作穩(wěn)定。齒爪裝配時一定要將螺母擰緊，并注意不要漏裝彈簧墊圈。換齒時應選用合格件，單個齒爪的重量應不大于1-1.5克。
錘片式粉碎機的錘片有的是對稱式，當錘片尖角磨鈍后，可反面調(diào)角使用；若一端兩角都已磨損，則應調(diào)頭使用。在調(diào)角或調(diào)頭時，全部錘片應同時進行，錘片四角磨損后，應全部更換，并注意每組錘片重量差不得大5克；主軸、圓盤、定位套、銷軸、錘片裝好后，應做靜平衡試驗，以保持轉子平衡，防止機組振動。此外，固定錘片的銷軸及安裝銷軸的圓孔由于磨損，銷軸會逐漸磨細、圓孔會逐漸磨大，當銷軸直徑比原尺寸縮小1毫米，圓孔直徑較原尺寸磨大1毫米時，應及時焊修或更換。
5.3 本章小結
粉碎機工作時如果產(chǎn)生意外，會發(fā)生很嚴重的后果，所以多注意一些安全操作的技巧，會避免意外發(fā)生；機器的維護對機器的壽命和工作效率也至關重要，注意維護技巧可以事半功倍。
總 結
粉碎機械在工業(yè)生產(chǎn)中起著一定的作用，在這幾個月的設計中了解了粉碎機的總體設計步驟以及其生產(chǎn)加工情況，以及粉碎機械的基本構成情況。
這次的設計中使用了計算機制圖CAD等軟件，在指導老師的指導下，我對軟件的運用更加的熟練了，鞏固了我在學校時的所學內(nèi)容，這些軟件不但可以簡化設計中非創(chuàng)造設計勞動的時間大大的減少了不必要的工作量，可以節(jié)省更多的時間去思考和設計,在學習中我發(fā)現(xiàn)要想高效率的完成設計內(nèi)容根本離不開這些軟件的支持，以后還要不斷的學習這些軟件。
在本次設計中，為了更好的滿足課題的要求，我采取錘片式帶篩粉碎機，并配合風選系統(tǒng)，提高效率，本次設計主要進行粉碎機的設計，首先進行結構設計，包括兩部分，一個是粉碎部分的結構與功率的設計；二是風選部分的結構與功率的設計。粉碎部分包括錘片的選擇，篩網(wǎng)的選擇等等，其次進行主軸的校核與軸承的校核。
通過這次畢業(yè)設計使我學到了很多東西，對我以后的工作將會有很大的幫助，將我以前在學校的理論知識用到了實踐中，這次畢業(yè)設計對我在大學中的生活和學習的一次檢閱!
參考文獻
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致 謝
經(jīng)過幾個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。
在這里首先要感謝我的導師畢經(jīng)毅老師。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是畢老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩畢經(jīng)毅老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。
然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。
最后感謝哈工大華德應用技術學院四年來的培育。
附錄3 中華人民共和國法定計量單位
中華人民共和國法定計量單位
（GB33100～3102—1993）
我國的法定計量單位（以下簡稱法定單位）包括：
（1） 國際單位制的基本單位：見表2-1；
（2） 國際單位制的輔助單位：見表2-2；
（3） 國際單位制中具有專門名稱的導出單位：見表2-3；
（4） 國家選定的非國際單位制單位：見表2-4；
（5） 由以上單位構成的組合形式的單位；
（6） 由詞頭和以上單位構成的十進倍數(shù)和分數(shù)單位（詞頭見表2-5）。
法定單位的定義、使用方法等，由國際計量局另行規(guī)定。
表2-1 國際單位制的基本單位
量的單位
單位名稱
單位符號
長度
質(zhì)量
時間
電流
熱力學溫度
物質(zhì)的量
發(fā)光強度
米
千克（公斤）
秒
安[培]
開[爾文]
摩[爾]
坎[德拉]
m
㎏
s
A
K
mol
cd
表2-2 國際單位制的輔助單位
量的單位
單位名稱
單位符號
平面角
立體角
弧度
球面度
rad
sr
表2-3 國際單位制中具有專門名稱的導出單位
量的單位
單位名稱
單位符號
其他表示實例
頻率
力；重力
壓力，壓強；應力
能量；功；熱量
功率；輻射通量
電荷量
電位；電壓；電動勢
電容
電阻
電導
磁通量
磁通量密度；磁感應強度
電感
攝氏溫度
光通量
光照度
放射性活度
吸收劑量
劑量當量
赫[茲]
牛[頓]
帕[斯卡]
焦[爾]
瓦[特]
庫[侖]
伏[特]
法[拉]
歐[姆]
西[門子]
韋[伯]
特[斯拉]
亨[利]
攝氏度
流[明]
勒[克斯]
貝可[勒爾]
戈[瑞]
希[沃特]
Hz
N
Pa
J
W
C
V
F
Ω
S
Wb
T
H
℃
lm
lx
Bq
Gy
Sv
s-1
kg·m/s2
N/m2
N·m
J/s
A·s
W/A
C/V
V/A
A/V
V·s
Wb/m2
Wb/A
cd·sr
lm/m2
s-1
J/kg
J/kg
表2-4 國家選定的非國際單位制單位
量的單位
單位名稱
單位符號
換算關系和說明
時間
分
[小]時
天（日）
min
h
d
1min=60s
1h=60min=3 600s
1d=24h=86 400s
平面角
[角]秒
[角]分
度
（″）
（′）
（°）
1″=(π/648 000)rad
(π為圓周率)
1′＝60″＝(π/10 800)rad
1°=60′=(π/180) rad
旋轉速度
轉每分
r/min
1r/min=(1/60)s-1
長度
海里
n mile
1n mile=1 852m(只用于航程)
速度
節(jié)
kn
1 kn =1 n mile/h
=(1 852/3 600)m/s
(只用于航程)
質(zhì)量
噸
原子質(zhì)量單位
t
u
1t=103kg
lu≈1.660 565 5×10-27kg
體積
升
L,(1)
1L=1 dm3=10-3m3
能
電子伏
eV
1eV≈1.602 189 2×10-19J
級差
分貝
dB
線密度
特[克斯]
tes
1 tex=lg/km
表2-5 用于構成十進倍數(shù)和分數(shù)單位的詞頭
所表示的因數(shù)