一種剪切式秸稈粉碎機的設計*

石艷春 ，莊兆恒 ，王洪波

（中廣核環保產業有限公司，廣東 深圳 518000）

0 引言

秸稈厭氧消化產沼氣是秸稈資源化利用的重要途徑，而秸稈粉碎機是秸稈產沼氣過程中不可或缺的關鍵設備。錘片式粉碎機是應用較廣的秸稈粉碎裝備，以打擊粉碎、撞擊粉碎和搓擦粉碎等粉碎模式為主。但錘片式秸稈粉碎機存在能耗大、粉碎粒度不集中、過粉碎現象較為嚴重等問題[1]。隨著技術的進步，人們發現由于秸稈抗壓強度小、纖維較長，物料間碰撞自行破碎的概率較小，故采用剪切力粉碎更為有效。

王振偉等[2]設計研發了一種低速剪切式粉碎機，并對其展開了理論分析、樣機試制和試驗驗證，最終成功研制出了一種粉碎粒度集中、噪聲小、粉塵少的秸稈粉碎機，達到了設計要求。袁斌[3]介紹了一種液壓低速剪切式粉碎系統，該粉碎機應用于秸稈粉碎時每噸秸稈物料的粉碎能耗為3.75 kW，在降低運行成本方面取得了良好效果。

目前，業界對剪切式秸稈粉碎機的具體受力和電機功率確定還缺乏相關研究，為解決上述問題，滿足逐漸擴大的秸稈粉碎需求，本文從理論上探討了剪切式秸稈粉碎機主要參數的計算方法，以期為該類型的秸稈粉碎機的設計提供一定參考。

1 設計目標

一臺錘片式粉碎機的設計功率是110 kW，每小時產量為8 t，進料秸稈長度在10 cm～20 cm，出料粒徑為3 cm～5 cm。現因該粉碎機能耗高，希望設計一款新型粉碎機，將每噸秸稈粉碎能耗降低30%以上。

2 傳統錘片式粉碎機的能耗問題及改進分析

錘片式粉碎機是目前粉碎秸稈和飼料最常用的粉碎機之一，其工作原理是：秸稈物料進入粉碎室后，受到高速旋轉錘片的打擊和內腔齒板摩擦的共同作用，物料被粉碎成顆粒。傳統錘片式粉碎機存在以下兩方面的問題。

2.1 問題1

第一個問題是錘片式粉碎機存在粉碎能耗高、篩分效率低、噪聲大、物料被過粉碎、飼料升溫快、錘片和篩網磨損嚴重等不足之處[1]。其中，物料環流層是影響粉碎機的能耗和效率的重要因素之一[4]，由于傳統錘片式粉碎機存在較為嚴重的環流層，使得其過粉碎現象嚴重，物料分離效率較低，粉碎機能耗較高。針對如何破壞物料環流層以降低能耗，業界開展了眾多研究。

文獻[5]設計了一種三角形篩片代替傳統環形平篩以構成異形粉碎室，進而破壞環流層、改善粉碎機性能。該研究首先根據工程流體力學流道截面理論，分析了三角形篩片異形粉碎室內的氣流運動特性以及對粉碎機性能的影響，并在此基礎上進行了試驗研究，驗證了三角形篩片改善粉碎性能的有效性。

文獻[6]介紹了一種粉碎篩片的振動專利技術，該項國際專利技術使錘片式粉碎機的錘篩間隙動態變化，既破壞了傳統粉碎機存在的物料環流層，又增加了對物料穿過篩孔的推動力，顯著提高了物料過篩速度和粉碎產量，特別是提高了高水分物料、高油脂物料、高黏性物料的過篩率。

文獻[7]設計了一種水滴形齒爪粉碎機，能夠破壞物料旋轉時形成的環流層，極大地提高了粉碎效率。

還有部分研究針對錘片式粉碎機篩網的篩分效率開展了研究。文獻[6]提出采用梯形篩片構成異型粉碎室的方法提高粉碎機的工作性能。試驗證明，異型粉碎室能有效改善粉碎性能。

文獻[8]和文獻[9]介紹了新型錘片式粉碎機，改變物料顆粒的分離方式，利用氣流輸送和錘片擊打作用將物料顆粒運送到分離裝置進行篩分，對該粉碎機分離裝置進行了改進設計，試驗結果表明，圓弧型出料口的物料透篩效率略高于直板型出料口。

粉碎室和篩網方面的各項研究成果為錘片式粉碎機的改進提供了諸多有價值的參考，但能耗過大的問題依然存在[4]。總體而言，錘片式粉碎機的物料環流層問題和高能耗問題目前還有待深入研究。

2.2 問題2

第二個問題是錘片式粉碎機目前沒有清晰的能耗模型。文獻[10]介紹了傳統的三大粉碎功耗學說。歷史上許多學者試圖采用定量分析的方法建立破碎理論假設，以提示能量消耗與物料粉碎狀態之間的內在聯系。在破碎理論的研究上，主要有三大粉碎功耗學說以及在三大學說的基礎上發展起來的相關學說。三大破碎功耗理論是機械破碎工藝研究和實驗的理論基礎，基本認為物料破碎前，會在壓力的作用下先產生形變，形變積累到一定程度后產生裂紋，最后發生破裂。

三大學說包括1 8 6 7 年德國學者P.R.雷廷格（P.R.Rittinger）提出的面積學說、1885 年德國學者F.基克（F.Kick）提出的體積學說和1952 年美國學者F.C.榜德（F.C.Bond）提出的裂縫學說。以上述三種學說為代表的傳統破碎理論在破碎領域中起著重要的指導作用，促進了物料破碎技術的發展。但三大理論分別注意的是破碎過程的某一個階段，體積學說注意的是物體受外力發生形變的階段，裂縫學說注意的是裂縫的形成和發展，面積學說關注的是破碎后新生成的表面積。因此各自帶有一定的片面性，對破碎粉碎的指導作用并不強，而且由于物料物理特性的差異性，這些理論并不能直接用于秸稈粉碎機的能耗研究中。

文獻[11]針對錘片式粉碎機的實際工作狀態，結合撞擊原理認為：錘片式粉碎機是靠錘片的撞擊、擠壓、剪切、研磨等作用來粉碎物料的，其原理實際屬于撞擊粉碎，即錘片對物料的撞擊動能大于物料內部凝聚力的能量，迫使物料由大塊逐漸被粉碎成碎屑。該文獻還根據動量守恒定律，推導了部分動能在碰撞時轉變為粉碎物料的能量值：

式中，ΔE為可能轉化為粉碎能的最大動能；M1為單顆物料質量；M2為撞擊構件質量；v為撞擊前撞擊構件相對物料的速度。

動能改變量ΔE使顆粒發生變形粉碎，此能量越大，粉碎機的粉碎能力越高。故文獻[11]得出結論：可以通過提高撞擊部件也就是錘片的質量及其與物料的相對速度，來提高粉碎機的粉碎效率。該論斷對脆性材料粉碎受力分析有一定的啟發，但是對于秸稈這種纖維狀高韌性材料并不合適。而且錘片式粉碎機在粉碎室內的實際粉碎機理包括撞擊、揉搓、擠壓、剪切、研磨等，仍有多種情形不完全適合。因此，秸稈粉碎能耗機理還有待深入研究。

2.3 改進分析

近年來，一些專家對錘片進行了各種結構的優化改進與探究，以提高錘片式粉碎機的粉碎效率，發現錘片的剪切作用對提高粉碎效率具有較大影響。

文獻[6]提出一種開刃錘片，如圖1 所示。傳統錘片式粉碎機兩個錘片的工作面為平面結構，在高速旋轉打擊物料時，會將物料直接推向前部。而開刃錘片則是將錘片的工作部位兩端加工成斜面開刃形狀，將錘片前端工作端面制作成斜面，錘擊物料時將物料推向兩個側面，降低了物料跟著錘片旋轉的運動速度，增加了后繼錘片與物料的錘擊速度差，提高了粉碎效率。

圖1 開刃錘片示意圖

文獻[6]還介紹了在粉碎室內增加定錘的專利技術，該專利技術是在粉碎機轉子的各錘架板的外圈空間加裝與錘架板數量相同的固定環，在固定環上均勻安裝若干定錘。定錘的作用有：1）定錘的安裝使得每組高速旋轉的錘片與兩側定錘表面之間的間隙與無定錘的傳統粉碎機的錘片與兩側錘架板之間的間隙相比大大縮小，因而形成了高速旋轉的錘片與靜態的定錘表面之間對物料的剪切式粉碎作用，提高了粉碎效率；2）由于存在多個定錘，物料在錘片的打擊下或運動時每撞擊一次定錘，就增加一次粉碎機會，因而大大增加了物料在粉碎室內被撞擊的次數和受剪切式粉碎的次數，增加了粉碎的概率，提高了粉碎的效率。

文獻[12]開展了秸稈多級循環粉碎新方法研究。針對傳統錘片式粉碎機能耗大、效率低、工作環境粉塵嚴重、噪聲大等缺點，依據多碎少磨、多級粉碎的思想，提出了先高速預切割，再中速粉碎，然后低速螺旋篩分，篩上物料通過氣流循環送回粉碎室再次粉碎、篩分出料的多級循環粉碎新方法。充分發揮了高速切割效率高、中速粉碎能耗低、低速螺旋篩分出料快、氣力循環輸送粉塵控制好等優點，通過切割、粉碎、篩分和循環輸送四個工藝階段有機配合，綜合解決秸稈粉碎物料易形成環流層，導致過粉碎、能耗高、效率低的難題，該研究新研制的多級循環粉碎系統與3FC-500 粉碎機相比，能耗降低了80%，產量提高到2.5倍，改進效果顯著。

以上研究通過對錘片結構的改變，使物料在錘片刃口處受到較大的剪切力作用，定錘的設計則增加了錘片和定錘之間的剪切副，使得粉碎原料能被快速破碎，提高了錘片對物料的破碎效率。錘片式粉碎機的撞擊粉碎研究表現出往剪切粉碎方向遷移的跡象。

綜上所述，可以認為以撞擊方式為粉碎原理的錘片式粉碎機，要求采用有較大質量和轉動慣量的錘片，比較適合脆性硬質物料，其能耗一般較高；針對柔韌性較高的秸稈類物料，適合采用比較鋒利的刀片，選用切割和剪切方式。

3 總體設計要求

根據上文分析，本文采用剪切粉碎機理來改進某秸稈粉碎機的設計，總體設計要求如表1 所示。

表1 秸稈粉碎機總體設計要求

4 系統組成

該雙齒輥剪切式秸稈粉碎機系統組成有料斗、驅動系統、機架和刀箱等，總體結構如圖2 所示。粉碎機工作時，秸稈物料在料斗的引導作用下進入刀箱，在驅動系統的作用下被機箱內的齒輥卷入進行剪切破碎。

圖2 雙齒輥剪切式秸稈粉碎機總體結構

破碎刀箱固定于機架上的刀箱座上，減速機一端與破碎刀箱主軸連接，另一端通過減震碟片固定于機架減震板上。破碎刀箱平行布置有主、副軸，電機通過減速機為主軸提供低速高轉矩動力，主軸與副軸之間的齒輪可將動力分配至副軸上，并使主、副軸帶動上面的動刀做相向轉動，實現對物料的剪切破碎。

5 刀具剪切受力分析

已知錘片式粉碎機的能耗較高，并且沒有清晰的能耗模型來計算受力和電機選型，因此考慮改良為剪切粉碎，以77 kW的剪切粉碎機為例，探討其優化效果。

5.1 玉米秸稈力學參數

有莖節試樣秸稈的剪切力最大為2 016.84 N，最小為621.25 N；無莖節試樣秸稈的剪切力最大為1 783.27 N，最小為491.46 N。有莖節試樣秸稈的抗剪強度最大為4.26 MPa，最小為2.32 MPa；無莖節試樣秸稈的抗剪強度最大為4.11 MPa，最小為2.05 MPa。玉米秸稈整體的平均密度為1 g/cm3，平均直徑為16±4.05 mm。

5.2 所需剪切力計算

5.2.1 單層剪切計算

玉米秸稈的平均直徑為16 mm，最大剪切強度τ為4.26 MPa，刀片長200 mm。那么，平均直徑為16 mm 的秸稈在刀片切割部位的最大數量為200/16=12.5個，最大剪切面積為200×16=3 200 mm2。單層剪切受力示意圖如圖3所示。

圖3 單層剪切受力示意圖

則刀片受到的剪切阻力F1為：

5.2.2 多層剪切計算

多層剪切受力示意圖如圖4 所示。R表示剪切齒最高點回轉半徑；剪切齒高度為H，即剪切齒回轉半徑減去刀柄回轉半徑。

圖4 多層剪切受力示意圖

若每小時粉碎處理8 t秸稈，則每秒要剪切的量為：

玉米秸稈的堆積密度為100 kg/m3，那么每秒鐘需要剪切的體積為：

假設剪切刀具長1 m，剪切寬度為0.022 2 m，那么需要剪切的面積為：

假設秸稈進入剪切階段，壓縮成板材狀，長1 m，寬0.022 2 m，高1 m，那么體積為：

在剪切瞬間，秸稈局部壓縮成一個長1 m，寬1 m，厚0.022 2 m 的長方體，整個剪切過程可以認為剪切了這樣一個長方體。

5.2.3 剪切阻力計算、旋轉速度計算

由于秸稈板材高1 m，如果每段剪切成5 cm 長，那么每秒需要剪切的次數為100/5=20 次。這是旋轉剪切一次的情況，相當于只有一個剪切刀齒。

如果旋轉一周剪切40 次，那么剪切20 次只需要每秒旋轉0.5 次，每分鐘旋轉60×0.5=30次，旋轉速度為30 r/min。

每次剪切，剪切刀齒受到的最大剪切阻力為：

6 電機功率和回轉半徑計算

力矩可以用來表示力對剛體的轉動效應。由于刀具是固定在傳動軸上并繞軸心勻速轉動的，因此根據空間任意力系的平衡方程，有以下限制條件：

即剪切力和剪切力矩在剪切過程中是平衡的。因此，在剪切刀具工作過程中，其所受的力對轉動中心的力矩不能超過電機所能提供的刀具軸的最大扭轉力矩，即MT≤Mmax。

由于整體設計要求電機功率不超過78.4 kW，此處選用雙齒輥剪切，如圖5 所示，也就是有兩個軸、兩個電機以及兩套剪切刀齒，因此每個軸的電機不超過39.2 kW。

圖5 雙齒輥剪切

雙齒輥剪切咬入幾何關系如圖6所示。

圖6 雙齒輥剪切咬入幾何關系

因為刀具不同位置剪切力的力臂各不相同，其距離與咬入角有關，故刀具剪切時所受到的力矩為：

其中，F為被剪切材料對刀具的作用力，r為F到轉動軸的力臂，即F到轉動軸的半徑。

根據剪切秸稈所需要的最大剪切力來反推電機功率。這里采用低速大扭矩永磁電機，不選用減速機傳動結構。

前面已經推算出轉速的計算公式：n=30 r/min，剪切秸稈所需要的力為94 572 N，正切時最大回轉半徑R為0.1 m（剪切刀齒到刀軸半徑）。因此，最大剪切力矩為：

可得P=29.7 kW，取整為30 kW。

考慮齒輥剪切方式需要兩個電機，兩個電機的功率為60 kW。即選用具有兩個30 kW 電機的雙齒輥剪切粉碎機就可以實現每小時切割8 t 秸稈的生產要求，總功率為60 kW，小于77 kW的設計目標，因此，本設計滿足能耗和額定功率要求。

本研究設計的剪切式秸稈粉碎機主要參數如表2所示。

表2 剪切式秸稈粉碎機主要參數

7 結論

本文對剪切式秸稈粉碎機的粉碎機理、電機功率選型計算、回轉半徑等進行了研究，為剪切式秸稈粉碎機的設計提供了一種從力學模型出發的設計計算方法，可為秸稈粉碎機未來的優化設計提供參考。