錘式軸型飼草粉碎機構設計與試驗

摘要：

針對我國牛羊養殖業對高效飼草粉碎機需求增加的現狀，設計一種錘式軸型飼草粉碎機構，主要由錘片、安裝盤、軸式粉碎轉子和篩網組成。選用直刀型錘片設計粉碎機構，建立粉碎作業的理論模型，對刀片、粉碎轉速和供料旋轉速度進行設計與計算。采用Adams與Simulink聯合仿真對軸式粉碎轉子啟動過程進行分析，得到粉碎轉子加速時間為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，錘片應力集中在銷軸孔處，應力最大為64.3 MPa。采用ANSYS對錘片結構進行靜力學分析，并對錘片強度進行校核，滿足強度要求。采用ANSYS Workbench對設計的粉碎轉子進行模態分析，分析表明粉碎轉子在錘片處最容易發生位移變形，粉碎轉子的前4階固有頻率遠大于激勵頻率，發生共振概率極小。對樣機的粉碎性能進行試驗，平均粉碎效率達到25 m3/h以上，達到預期設計目標。

關鍵詞：飼草；粉碎機；錘片；旋筒供料；粉碎轉子

中圖分類號：S229

文獻標識碼：A

文章編號：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

基金項目：山東省自然科學基金面上項目（ZR2018MEE026）；山東省現代農業產業技術體系羊產業創新團隊項目（SDAIT—10—19）；新泰市科技創新“揭榜掛帥”項目（2021—4）；泰安市科技型中小企業創新能力提升工程項目（2022TATSGC012）

第一作者：劉猛，男，1999年生，山東泰安人，碩士研究生；研究方向為機械設計與制造。E-mail： 814212433@qq.com

通訊作者：范國強，男，1975年生，山東泰安人，博士，副教授；研究方向為畜牧機械與智能農機裝備。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

隨著我國牛羊養殖業近年來的快速發展，養殖規模化、產業化進程不斷加快，養殖業對粗飼料的需求量隨之增大，對飼草粉碎機的生產效率和粉碎質量提出更高的要求，對大型、高效飼草粉碎機的需求進一步增加。

近年來，一種帶有圓錐或圓筒形旋轉料斗的錘式粉碎機械成為國外的飼草加工機械的代表，該機作業效率高，勞動成本低，但公開的相關研究較少，較典型的為1090型旋筒粉碎機，可由52.2～149.2 kW的拖拉機提供動力，粉碎轉速540～1 100 r/min可調，具有5個可調定刀，粉碎效率高。目前，我國市場上的飼草粉碎機以鍘草機結構的機型為主，如SFSC750型秸稈揉搓機，該機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量。現有的產品在工作時至少需要2名工人手工喂料，存在勞動強度高和生產效率低的缺點，生產效率均低于15 t/h，難以滿足規模化和現代化畜牧養殖的需要。

課題組前期設計了一種旋筒供料錘式飼草粉碎機，主要靠調整動定刀間隙來控制粉碎和揉搓效果，并采用錘片高速拋料［1］。盤式轉子安裝錘片數量較少，定刀調整不方便，難以繼續提高粉碎效率和粉碎效果。因此，本文設計一種軸型飼草粉碎機構，增加粉碎刀的數量［2］，采用篩網控制粉碎效果，并以羊草為研究對象，對錘片和粉碎轉子進行設計與仿真分析。

1 整機結構與工作原理

1.1 整機結構

旋筒供料錘式飼草粉碎機主要由電動機、帶傳動機構、機架、出料輸送機構、液壓系統、錘式軸型粉碎機構、旋轉機構和圓筒料倉組成，整機結構圖1所示。

1.2 工作原理

整機由拖拉機牽引進行移動，由電動機或拖拉機提供動力，通過帶傳動系統向粉碎轉子和液壓系統傳遞動力；粉碎轉子帶動錘片旋轉，對飼草進行粉碎。液壓系統向旋轉機構和出料輸送機構提供動力，并可調節轉速；旋轉機構驅動圓筒料倉旋轉，圓筒料倉的內壁裝有擋板，推動飼草進入錘式軸型粉碎機構；飼草粉碎后經過篩網漏出，進入下部的皮帶式出料輸送機構，液壓馬達驅動輸送帶將粉碎后的飼草送至機外。

2 關鍵部件設計

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壁上。飼草從圓筒料倉頂部喂入，旋轉機構的鏈輪驅動鏈條帶動圓筒料倉進行旋轉，旋轉的擋板推動飼草不斷進入錘式軸型粉碎機構，實現飼草的連續喂入。

2.1.2 確定圓筒料倉旋轉轉速

如圖3所示，v1為圓筒料倉底面圓周半徑中點處飼草的進給速度，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給距離，r為錘片半徑。

設計生產效率不低于25 m3/h，喂料效率

V=60znlA1（1）

式中：

z——

粉碎轉子旋轉每周的切割次數，本文取6；

n——粉碎轉速，r/min；

l——

錘片安裝盤的長度，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處飼草的進給速度

v1=2πn1r160

（4）

式中：

n1——圓筒料倉的旋轉轉速；

r1——

料倉底面圓周半徑中點處半徑，400 mm。

由式（2）～式（4）得n1應大于等于0.95 r/min，在實際工作過程中，飼草與圓筒料倉之間會產生相對滑動且飼草填充并不緊密，旋轉轉速n1取5～10 r/min。

2.2 旋轉機構

旋轉機構主要由鏈輪、靠輪、托輪和鏈輪張緊機構組成，如圖4所示。

3個呈圓周均勻分布的托輪對圓筒料倉起支撐作用；3個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；張緊機構使鏈輪與鏈條緊密嚙合，液壓馬達驅動鏈輪旋轉，帶動圓筒料倉做逆時針旋轉運動。

2.3 帶傳動系統

帶傳動系統主要由電動機、傳動軸、聯軸器、帶輪、V帶組成。

如圖5所示，由電動機或拖拉機輸出軸提供動力，拖拉機輸出軸通過聯軸器Ⅰ連接到傳動軸，傳動軸通過V帶Ⅲ向粉碎轉子傳遞動力；電動機經過V帶Ⅰ向粉碎轉子傳遞動力；粉碎轉子經過V帶Ⅱ向齒輪泵傳遞動力，驅動液壓系統工作。

2.4 錘式軸型粉碎機構

2.4.1 錘式軸型粉碎機構工作原理

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

設計整機最小粉碎效率25 m3/h，粉碎平均長度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，主要針對韌性秸稈的粉碎，具有結構簡單、制造容易、粉碎效果好、動力消耗小的特點［3， 4］。牧草具有較大的韌性，直刀型錘片對此類物料的粉碎效果更為明顯，且直刀型錘片結構簡單、動力消耗小，因此選用直刀型錘片。錘片對稱交錯排列轉子的平衡性較好，其交錯排列轉子兩端軸承承載情況相近，轉子穩定性好［5］，因此采用36把錘片分12組對稱交錯排列的方式安裝在安裝盤上。

2.4.3 錘片回轉半徑和粉碎轉速確定

錘片回轉半徑的大小對粉碎機的粉碎效果、平衡性和整體尺寸有直接影響［6， 7］。增大錘片回轉半徑可以在不改變粉碎轉速的條件下使錘片的切割線速度增加，但增大錘片回轉半徑會使機器的整體尺寸增大，增加機器的動不平衡因素，增加能耗［8］。目前國內大多數飼草粉碎機具的錘片回轉半徑在240～300 mm的范圍內［9， 10］，結合本機的設計尺寸和生產效率，確定錘片的回轉半徑r為270 mm，則粉碎轉速

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，計算得粉碎轉速n≥1 204 r/min時，錘片切割線速度n≥34 m/s，確定最低粉碎轉速為1 204 r/min，根據整機的設計要求計算得最佳粉碎轉速為1 700 r/min。

2.4.4 錘片參數設計

羊草是牛羊養殖中最常見的飼草，試驗測得含水率為12%的羊草平均直徑為2.4 mm，平均截面積為2.3 mm2，平均剪切強度τ為17.52 MPa。如圖7所示，錘片切割部位的長度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，如圖8所示。

圖8中，F2為錘片受到的離心力，mg為錘片重力，R3為刀架回轉中心與錘片頂部的距離；R1為刀架回轉中心與錘片銷軸孔心的距離，為170 mm；R2為刀架回轉中心與錘片重心的距離；L1為剪切阻力相對銷軸孔心的力臂；L2為剪切阻力作用點與銷軸孔心的距離，為65 mm；L3為銷軸孔心與錘片重心的距離，為50 mm；L4為離心力相對銷軸孔心的力臂；ω為刀架的回轉角速度；α為錘片偏轉角。

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，F1的力臂為L1，F2的力臂為L4，重力的力臂為L3sinα。由圖8可知，L1、L2、L3、L4、R1、R2、α之間的關系如式（7）、式（8）所示。

L1=L2cosα

（7）

R1R2=L3sinαL4

（8）

錘片上相對于銷軸孔心的力矩平衡方程為

F1L2cosα+mgL3sinα=mω2R1L

（9）

式中：

m——錘片質量，kg；

g——重力加速度，9.8 m/s2。

由式（7）～式（9）得

tanφ=F1mL1L2（ω2R1-g）

（10）

錘片的偏轉角α越小粉碎效果越好，由式（10）可知，錘片的質量越大，偏轉角α越小；錘片的回轉半徑越大，偏轉角α越小；粉碎轉子的角速度越大，偏轉角α越小；L3/L2的比值越大，偏轉角α越小。

在錘片轉速為1 204 r/min時，選取厚度為5 mm、10 mm和15 mm的錘片，分別對錘片偏轉角、粉碎機構的偏心距和粉碎機構的離心力進行計算，結果如表1所示。

由表1可知，隨著錘片厚度的增加，粉碎機構的整體質量增加，錘片的偏轉角減小，粉碎機構的離心力增加，粉碎機構的偏心距先增加后減小。當錘片厚度為5 mm時，錘片的偏轉角最大，粉碎機構的離心力最小；當錘片厚度為15 mm時，錘片的偏轉角最小，粉碎機構的離心力最大。錘片的偏轉角越小粉碎效果越好，機構的離心力越小穩定性越高，為保證良好的粉碎效果和機構穩定性，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

將仿真模型導入Adams中，如圖9所示。

在Simulink中建立三相異步籠式電動機的仿真模型，額定功率55 kW，額定電壓380 V，極對數為2，同步轉速為1 500 r/min；添加三相交流電源，電壓380 V，頻率50 Hz［11］。

仿真得到粉碎轉子啟動過程中的轉速變化曲線如圖10所示，可知粉碎轉子在啟動后0.35 s內完成加速，然后經過輕微波動穩定在額定轉速。

3.1.2 錘片載荷的確定

設置仿真開始0.35 s后運行穩定時將最大切削力2 780 N添加到錘片，隨錘片移動；設置粉碎轉子0.35 s加速到1 700 r/min。設置仿真總時間為1 s，時間步長為0.001 s，錘片載荷變化曲線如圖11所示。

由圖11可知，隨著粉碎轉子轉速的增加，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，此時錘片的受力為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 錘片的靜力學分析

為確定錘片在受到載荷作用時的應力和變形情況，對錘片的強度進行校核，使用ANSYS有限元分析軟件對錘片結構進行靜力學分析。將錘片的三維模型導入ANSYS Workbench靜力學分析軟件中，定義錘片的材料為45鋼，材料屬性如表2所示。

采用多區劃分（multizone）的方法對錘片進行網格劃分，設置單元尺寸為5 mm，網格劃分完成后的網格單元均為六面體，網格單元數為1 066個，節點數為6 327個。根據Adams仿真結果，對網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；選擇所有節點添加節點力，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、等效應力、最大主應力和最小主應力模塊，求解后得到錘片的總變形圖、等效應力圖、最大主應力圖和最小主應力圖如圖12所示，詳細變形、應力分析如表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，在工作中不會發生結構上的破壞。從圖12（b）可以看出，錘片的應力均集中在銷軸孔處，應力最大為64.3 MPa，錘片材料為45號鋼，其屈服強度為355 MPa，大于錘片所承受的應力最大值。

采用第四強度理論對錘片強度進行校核

12［（σ1-σ2）2+（σ2-σ2）2+（σ2-σ1）2］≤［σs］

（11）

［σs］=σsk

（12）

式中：

σ1——等效應力，MPa；

σ2——最大主應力，MPa；

σ3——最小主應力，MPa；

σs——材料屈服強度，MPa；

［σs］——許用應力，MPa；

k——材料的安全系數，范圍為1.1～1.3，取1.3。

計算得，錘片載荷最大時理論應力值為39.7 MPa，遠小于許用應力［σs］=273.08 MPa，因此錘片在同一工況下作業時不會發生畸變，滿足強度要求。

3.3 粉碎轉子的模態分析

將粉碎轉子裝配體的三維模型導入ANSYS Workbench靜力學分析軟件中，定義粉碎轉子的材料為45鋼；采用多區劃分的方法對粉碎轉子裝配體進行網格劃分，網格劃分完成后的網格單元均為六面體結構。由于低階振型對結構的影響程度較大，而高階振型對結構的影響程度較小［12］，因此在完成粉碎轉子模型的網格劃分和載荷邊界條件定義后對粉碎轉子的前4階模態進行求解，求解后得到粉碎轉子的前4階模態振型如圖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，粉碎轉子的第一階模態振型為粉碎轉子繞粉碎轉子的扭轉變形；第二階模態振型主要為粉碎轉子沿Y軸的擺動，第三階模態振型主要為粉碎轉子沿X軸的擺動；第四階模態振型主要為錘片沿Z軸的擺動。通過粉碎轉子的前4階模態振型可以得到，粉碎轉子在錘片處最易發生變形且變形量最大。在工程中認為振動部件的一階固有頻率振動能量最大，破壞性也是最大的［13］，通常情況下，外界激勵頻率達到一階固有頻率75%就要引起重視。粉碎轉子在工作過程中受到的外界激勵主要是自身旋轉引起的振動，粉碎轉子的最佳轉速為1 700 r/min，因此激勵頻率約為28.2 Hz，而粉碎轉子一階固有頻率的75%為137.76 Hz，遠大于激勵頻率，引起粉碎轉子發生共振的概率極小。

4 試驗結果

為檢驗粉碎機構的工作性能能否滿足實際生產的需要，對粉碎機樣機進行粉碎效率試驗（圖14），本試驗在山東喬氏生態農牧發展有限公司進行，試驗的粉碎對象為羊草，測試得試驗羊草的含水量為12%，長度在40～85 cm之間，每次試驗粉碎的羊草體積為3 m3。在試驗開始前，調整旋筒料倉的旋轉速度為8 r/min。為保證試驗結果的準確性，需等待機器啟動30 s運行穩定后進行試驗，使用叉車將羊草填入料倉進行粉碎，統計完全粉碎的用時，試驗共進行5次。試驗測試數據如表5所示。

由表5可知，5次試驗中粉碎效率均達到23 m3/h以上，平均粉碎效率達到25 m3/h以上。試驗過程中樣機的各部件運行穩定，未發生堵塞等故障。綜上所述，樣機的粉碎性能達到預期設計目標，滿足牛羊養殖場的使用需求。

5 結論

1）" 選用直刀型錘片，設計錘式軸型飼草粉碎機構，建立粉碎作業的理論模型，對刀片、粉碎轉速和供料旋轉速度進行設計與計算，最終選取刀片厚度10 mm，粉碎轉速1 700 r/min，圓筒料倉旋轉轉速8 r/min。

2）" 采用Adams與Simulink聯合仿真對粉碎轉子啟動過程進行分析，得到粉碎轉子最大加速時間為0.35 s。錘片所受最大載荷為4 478.5 N。采用ANSYS對錘片結構進行靜力學分析，得到錘片最大變形量36.1 μm，并對錘片強度進行校核，滿足強度要求。采用ANSYS Workbench對設計的粉碎轉子進行模態分析，分析表明發生共振可能性極小。

3） 通過試驗對樣機的粉碎性能進行驗證，得到樣機的平均粉碎效率達到25 m3/h以上，樣機的性能達到預期設計目標。

參 考 文 獻

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