原稿！！秸秆切碎机的设计【毕业论文+CAD图纸+外文翻译】
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- 1 - 秸秆切碎机的设计 1. 引言 内外研究现状 我国是农业大国，农作物秸秆资源丰富、种类多、数量大、分布广，开发利用潜力巨大，发展前景十分广阔。 改革开放以来，我国对农作物秸秆处理进行了大量的研究工作，其中应用最广泛的是粉碎和切碎机械加工。无论是化学处理还是生物处理，其首先的工序需要将秸秆粉碎或切短。 我国是一个秸秆利用有着悠久历史的国家，自封建社会开始就开始通过不同的方法进行应用。但是 国外对于秸秆利用的研究发展时间比较早，技术比较成熟。在美国，利用秸秆破碎榨汁成型机对玉米秸秆进行压榨，为秸秆综合利用开 辟了一个新途径。在处理秸秆时 ,可以将秸秆内的水分和糖分全部榨出，用来生产工业酒精、提取食用素等。同时也可根据实际需要生产出植物纤维粉、燃料棒、饲料颗粒等不同的产品，其中高密度植物纤维粉可以用作造纸业的原料或工业人造板原料，饲料颗粒可以储存用作冬春季节牛羊的饲料；燃料棒经过加工，可制成替代木炭的秸秆炭 ,成为新的再生燃料能源 ,在国内外市场有着广泛的市场潜力。 目前，我国已研制出的农作物秸秆加工机械设备可以分为五大类：第一类为秸秆还田设备，就是把作物秸秆整株或秸秆及根茬粉碎后埋入土中，作为肥料还田，用以改善土质。 第二类为秸秆饲料加工设备，包括氨化炉、调质机、揉搓机、热喷设备、青贮收获机、压块机等，是通过物理、化学方法对秸秆进行处理，改善秸秆营养价值，提高采食率和消化率。第三类为制炭设备，包括压块机、炭化机等，是将秸秆压制成棒状或块状，经加热、加压使其炭化。第四类为草织设备，如草绳草袋机、秸秆剥皮机等。第五类为秸秆沼气技术及其发电技术的设备，作为清洁能源有广阔的利用和研究前景。 在秸秆的饲料化处理方面，我国农业科技工作者也已经研究一些较为成熟的生产工艺，如秸秆的氨化技术、微生物机械化贮存技术、青贮技术等，也同时开发出 了相应的秸秆切碎机、秸秆饲料粉碎机、秸秆饲料揉碎机、调质机、热喷机、压块机、青饲收获- 2 - 机等机械设备。 秆加工机械存在的主要问题及发展趋势 要问题 (1) 秸秆饲料加工机械无论是在性能上还是在可靠性均较差。切碎机、粉碎机和揉碎机型号繁多、结构大同小异、主要工作部件标准化及通用化程度较低。 (2) 秸秆加工机具主要工作部件制造质量低，不仅每年要耗费大量的优质钢材，而且还影响生产率和秸秆饲料的加工质量。 (3) 目前的机具通用性差。 (4) 秸 秆加工机械的工作室大多数采用闭式，结构合理性较低 ，加工性能较差，生产效率偏低。 展趋势 (1)进一步改进和完善现有机型，改善加工机的通用性，实现系列化，各种机型的主要工作部件实现标准化。 (2)提高机械制造质量，延长机械部件的工作寿命。 (3)不断改进粉碎室的结构和性能。设计使用加工质量高、能耗低的开式粉碎室是发展的方向。 (4)逐步实现机械作业的自动化和半自动化，进而降低秸秆加工作业的劳动强度，提高生产率，保证加工质量，朝着大功率、大型联合机械作业方向发展。 (5)应根据作物秸秆的不同和地区特点而设计加工适应性较强的机具。多功能秸秆加 工机械以及精加工机械有待于进一步研制和开发。 （ 6）产品系列化、标准化、通用化，可以满足各种不同农业条件的需要，生产批量易于提高、产品成本易于降低、维修也较方便。 计的目的及意义 我国农作物秸秆资源十分丰富。秸秆中含有可消化物质 35 50，粗蛋白 38，特别适合于喂饲牛、羊等动物。改革开放以来，我国粮食总产量提高很快，但是我国人口多、人均耕地少，不可能提供大量粮食用作饲料，因此，充分利用和开发农作物秸秆饲料，发展“节粮型畜牧业”，特别是对于发展农区秸秆养牛羊等，具有十分重- 3 - 要的意义。 随着我 国人口不断增多和耕地的逐年减少，人畜争粮矛盾将日益突出，秸秆作为饲料资源对其有效的利用将是未来农业发展的方向和重大任务之一。 本次设计的目的是设计出一种对秸秆进行切短的切碎机，要求其结构合理，经济适用，操作方便，易于维护，通用性好。 计内容及应达到的技术要求 计内容 （ 1）秸秆切碎机整体方案的比较选择及可行性论证； （ 2）机架的结构设计； （ 3）加工能力范围的确定； （ 4）相匹配的动力，选择出合适的电动机； （ 5）动力传动装置、输送装置的设计； （ 6）非标准件的结构参数的确定； （ 7）辅助部件（如外壳）的设计。 术要求 根据饲养要求，饲料加工方法及配料工艺的不同，应达到如下技术要求： （ 1）切碎长度符合饲养要求，切段太长，不利于牲畜咀嚼，损失浪费严重；切段太短，不仅浪费动力，而且会加速饲料中水分的蒸发和营养物质的损失。通常饲料喂牛时为30马时为 15羊和猪时为 8 （ 2）切碎质量要好，切碎长度均匀，切口平整，而且要有比较高的切碎率； （ 3）通用性好，尽可能的适用于多种秸秆的切碎； （ 4）喂入卸出自动化，工作安全可靠； （ 5）运转 均匀，结构简单，维护方便； （ 6）效率高、能耗少、使用方便。 - 4 - 计的基本依据 能设计思想 功能上产品必须实现的任务或说是产品的用途，因此必须按照切碎机所要求的任务和目标进行设计，其设计原则有： （ 1）保证碎段的均匀性和营养性； （ 2）防止附属功能的遗漏（如自动输送、抛送）； （ 3）尽量减少不必要的功能设置； （ 4）注意要求达到基本功能的条件，防止其和具体环境等因素的不协调。 体设计依据 整个设计的关键之处就在于总体设计，其原则： （ 1）系统性，即所设计的是一个系统，应充分 考虑系统的特性；（ 2）布局的合理性，其对后续设计存有重大的影响，应要求达到便于充分发挥功能，整体结构紧凑，层次分明。 2. 设计方案拟定 切 碎机设计的关键之处在于其切碎装置，常用的有滚刀式和盘刀式。 滚刀式切碎机工作时，滚筒回转，其动刀片刃线运动的轨迹呈圆柱形或近似圆柱形。上下喂入辊相对回转，将秸秆压紧和卷入，送至定刀上，由动定刀构成的切割副切碎，碎段排出。显然，其滚筒轴与喂入辊、输送链轴平行，所以传动简单，结构紧凑。盘刀式破碎机工作时，圆盘回转，其动刀片刃线的运动轨迹是一个垂直于回转轴的平面圆，因其动刀运 动范围较大而导致传动复杂，结构不紧凑，工作不连续，刀盘运动不均匀。目前在小型切碎机上多采用滚刀式，故初步拟定为滚刀式切碎机。 3. 总体方案设计 机器主要的部件有输送装置、喂入装置、切碎器和抛送装置。 工作时，上下喂入辊反向转动，攫取秸秆，上喂入辊在弹簧压力作用下夹紧秸秆进行喂入，在由定刀和动刀构成的切碎副进行切碎，碎段落入排出槽由抛送装置抛出。 - 5 - 图 3 1 滚刀 2 下喂入辊 3 上喂入辊 4 喂入链主动轮 5 输送带 6 排草轮 7 电机 8 机架 图 3 结构示意图 能指标和技术参数 （ 1） 切碎长度： L 16 2） 切碎生产率： Q 1500Kg/h （ 3） 功率消耗：输送喂入功率 碎功率 排草功率 功率消耗 N 2+ 4） 配套电机：功率为 速为 1420r/三相异步电动机 （ 5） 滚刀滚筒参数： n 750r/径 D 250度 L 260 6） 喂入辊参数： n 190r/径 D 80度 L 200 7） 喂入口：宽度 d 200低高度 h 20 6 - （ 8） 滚筒上的刀片数： k 4 要工作部件结构设计 入装置的构成 喂 入装置是由输送链板、上下喂入辊、压紧装置等组成。 喂 入装置作用是将秸秆压紧并以一定的速度向切碎器喂入，在切碎时夹持住秸秆以免秸秆产出弯曲变形，为了保证切碎整齐，要求喂入时秸秆无相对滑动，并在秸秆层厚度变化时也能加紧秸秆。上下喂入辊的配置要求： （ 1）喂入辊卷入能力要强，并且卷入速度应大于输 送速度，以免秸秆堆积或堵塞； （ 2）下喂入辊最上端的水平面与定刀处于同一水平面上，或略高一点； （ 3）喂入辊在配置上应尽量靠近刀片切割平面，避免秸秆产生弯曲变形，保证切碎质量； 喂入辊：是喂入装置最基本工作部件，一般用 36灰铸铁铸成。 为了保证在喂入时秸秆无相对滑动，并在秸秆层变化时仍能夹紧，喂入辊采用星齿型，其截面形状如图 3 图 3 喂入辊截面形状 入辊工作分析 喂入辊工作分析的目的是研究其喂入性能与其本身结构参数之间的关系。 喂入辊工作时的受力分析图如图 3 - 7 - 图 3 喂入辊受力分析 假设秸秆喂入前的厚度为 A，经喂入轮压缩后其厚度等于轮轴间系 a，没有弹性变形；秸秆不受输送链的推力。现在分析两喂入轮已经攫取了秸秆并向切碎器输送秸秆的情况。 设喂入辊半径为 r，与秸秆间的摩擦系数及摩擦角分别为 工作时，喂入辊对秸秆作用力有二：一是压力 R，视为作用在与秸秆层接触弧中点，并与铅垂线夹角为，此角称为挟持角；二是摩擦力 f R，方向与 R 力垂直。两喂入辊压力 R 的合力2交于 向水平向外，有阻止秸秆卷入作用；摩擦力 f 汇交于 向水平向内，起卷秸秆作用。因此，保证秸秆卷入的条件： 22所以 f 因为 f 所以 表明秸秆被喂入辊压紧和卷入条件是其挟持角必须小于摩擦角，否则将不能正常工作。一般秸秆 17 270。喂入辊卷入性能除与摩擦系数外，还与其直径的大小有关。当秸秆喂入层增大时，挟持角必然增大，使秸秆不能卷入，出现堵塞现象。为了满足条件要求，就必须最大喂入辊直径。有： 2r+a 2r A 2s o ）（将卷入极限条件：代入此式，得 2- 8 - 式中： 喂入辊的最小半径。 为了使喂入轮很好的工作，可增加秸秆与喂入轮的摩擦角或减小角。欲减小角，就要采取下列三种措施： （ 1）在 （ 2）在轮轴的中心距不变的情况下增大 r； （ 3）在喂入层厚度 隙 （ 1）和（ 2）两种措施都要导致生产率下降，（ 2）和（ 3）两种措施将使机器庞大，所以这些参数都不能随意变动，一般秸秆切碎机上 0 80入辊半径过小，则喂入性能差；过大则喂入辊作用于秸秆区远离切割平面，会影响切割质量，故取 碎长度及生产率 切碎长度是破碎机的主要性能指标之一，其大小与喂入辊直径 D(m)及转速 n(r/因素有关，考虑到打滑因素的影响，实际计算公式为： （ （ m） 式中 : 秸秆与喂入辊间打滑系数， k 动刀片数 D 喂入辊直径 i 滚刀与喂入辊转速之比（喂入辊传动比） 生产率是表示破碎机生产能力大小的主要参数，它决定于喂入口面积（上下喂入辊之间通过的面积），切碎器动刀片数，滚刀转速，切碎长度和秸秆种类等。按下述公式计算： Q 60k a b L （ t/h） 式中 : a， b 喂入口高度和宽度（ m） 秸秆压缩后容重（ t/般秸秆取 据上述公式便可计算出各传动比，进而确定其他相关参数。 喂入 辊压紧机构 为了使得喂入秸秆过多时在喂入辊处不产生不堵塞，过少时不产生碎段过长，上喂入辊应制成能浮动的，并设有压紧机构以保持上喂入辊对秸秆始终有一定的压力。对压- 9 - 紧机构采用双弹簧式，上喂入辊两侧轴承座可以在垂直的滑道内移动，弹簧一端与轴承座相连接，另一端连接在弹簧座上，视具体情况可以通过调节螺钉的高度来调节弹簧的刚度。当秸秆层变厚时上喂入辊克服弹簧的压力向上浮动，最大浮动量为 80紧结构示意图如图 3 1 螺钉 2 弹簧 3 轴承座 图 3 压紧机构 碎器及其技 术要求 切碎器是秸秆切碎机重要工作部件。它的参数设计是否合理，对破碎质量，功率消耗，以及机器运转均匀程度有直接影响。破碎性能好的切碎器，应是结构简单，刀片制造、安装、刃磨方便、切割省力，负荷均匀，切割质量好，秸秆相对动定刀片不产生滑移。 切碎器的技术要求如下： （ 1）产生滑切 滑切可减小阻力。滑切角和滑切系数都是用来表示滑切作用大小的指标。在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。通常刀片滑切角为 20 60。 （ 2）切割要稳定 秸秆相对刀片没有滑动的切割叫切割稳定，它是保证切割质量的主要因素。要求切割稳定，不产生滑动切割，应满足如下切割条件： 1+ 2 式中 : 1, 2 秸秆与动定刀片之间摩擦角，一般 1 12， 2 38。 推挤角，动刀刃线和定刀刃线间夹角 切割稳定条件是指刀片最大推挤角小于动定刀片摩擦角之和，即 50，常取- 10 - 40 50。 （ 3）切割阻力矩要均匀 （ 4）切割速度 大量的实验表面，切割速度对切割阻力也有很大影响，随着切割速度的加大，切割阻力几乎成直线下降。前苏联的 H E P 推荐最佳切割速度范围是 35 40m/s，常用的是 18 37m/s。 刀 刀片采用螺旋型，刀片数为 4，安装时，根据碎段长度要求安装 2 片或是 4片。 螺旋型刀片的刀体和刃线部都是螺旋式，并且按螺旋排列，倾斜地安装在滚筒表面上。螺旋型刀片在滚刀式切碎器中和其它类型刀片比较，滑切作用强，切割阻力小，切割性能好，但刀片制造、安装、调整及刃磨都不方便。而且切碎体不能自动抛出，需人工清理，或者用风送装置吹出，增加了机器复杂性。螺旋角的余角就是刀片的钳住角X。通常，由于滚筒轴线与定刀刃线平行，滑切角就等于钳住角，在工作中，他们保持不变 X 90 滚筒式切碎器刀片的刀刃为外磨角，刀片 的底平面或刃磨面与其切割面所成的角度叫隙角，其作用是避免在切碎过程中刀片与从喂入口不断进来的秸秆相摩擦，以便减少动刀消耗。刀片的刃角对刀片的使用寿命，功率消耗有很大影响。据参考文献 7知：随着角的加大，切割所需的功和比功都要上升，若角大于 30更显著增加，但角太小又不耐磨，常用的角可在 15 30间的选择。 在切碎器的滚筒上固定两个圆盘，动刀片安装在圆盘上，构成切碎滚刀滚筒。 刀（底刀） 采用方形刃口的定刀，其能耗小，使用时不易磨损，厚度为 3 6承受动刀对物料巨大的冲击力 。刃口形状如图 3 刀片材料可用 5碳素工具钢或优质碳素结构钢 650片可工作宽度对滚筒式切刀为 20该区域刃部淬火硬度为 6，而非淬火区为 28刀刃工作表面与刃口垂直线之间有 3 5倾斜角。动、定刀片刃口的间隙为 刀的厚度为 2 3口的厚度 80 100m，若磨损到一定厚度时，必须磨刀， 图 3定刀 - 11 - 使之变薄，构成锐利刃口。 送装置 为了将秸秆碎段从排出槽中排出，把它们送到不远的距离和不太高的地方，需采用抛送装置。在抛送装 置的转轴上装有转臂，在转臂上连接着输送叶片，其外围是带有输送管道的外壳。旋转着的叶片借助离心力直接把物料抛出去，叶片的装成采用后倾式，倾角一般为 15 17。 架和箱体的材料选择 机架和箱体的工作特点要求其应有足够的刚度，其次是强度和抗振性，鉴于设计的结构形状简单，工作条件也没有特殊的要求，可采用普通低碳素钢来制造，如 4. 传动方案设计 传动系统的位置要根据设备的结构特点及部件的相对位置来确定，传动路线及零部件的选择要保证总传动比和传动的可靠性，同时不影响本身零部件的正常运行。本次 设计的传动和执行机构都比较简单，用带传动作为第一级传动，再由一对圆柱直齿轮和另一带轮分别将动力传递给喂入辊和抛送装置，然后通过链轮传递动力给输送链板主动轮，其传动路线示意图如图 4 图 4 传动路线 - 12 - 5. 设计计算及安全性分析 带的设计计算 需传动的功率 p 机转速 1420r/碎器滚刀轴转速 50r/动比为 i （ 1）确定计算功率 算功率 p，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 2）选择带型 根据计算功率 1420r/ 8选择 带 （ 3）确定带轮的基准直径 1）初选小带轮的基准直径 选取 了提高 选取较大的直径。 选 802）验算带的速度 v 计算带的速度 v 01000 s 符合带速在 5 25m/s 之间的要求。 3）计算从动轮的基准直 径 I 80 152当圆整为 160 4）确定中心距 d 初步定中心距 2（ 即 80+160） 2（ 80+160） 所以 168 480 取 480 据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度 ： - 13 - 2 + （ 2/42 480+（ 80+160） /2+（ 1602/4 480 1180据 选取和 相近的 d 1120根据 a d ） /2 480+（ 1180 510虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要，中心距的变动范围为： 1120 a+510+1120 5）计算主动轮上的包角 a1 1800-（ a 1800-（ 160 10 1200 （ 6）确定带的根数 z z 中 z 取 3根带 （ 7）确定带的预紧力 由 q m 5002.5/+500 (04(N) 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的 56N。 （ 8）计算带传动作用在轴上的力（简称压轴力） p 2 2 3 622（ N） 带轮的设计 设计 中 基准宽度（节宽）： 11 基准线上槽深： 基准线下槽深： 槽间距： e 第一槽对称面至端面的距离： f 10 - 14 - 最小轮缘厚： 6 带轮 宽： B（ e+2f 50 小带轮外径： 的设计 下喂入辊轴 190r/送链板主动轮 160r/动比 i 1）选择链轮齿数 定链速 v 3m/s，选取小链轮齿数 17，则大链轮齿数 i 17 21 （ 2）确定链条节数 定中心距 30p，则链节数为 : 0212210P 80节 （ 3）确定链条的节距 p 因传动功 率较小，故可选取链号为 0808A 1 881983），得链节距 p （ 4）确定链长 a L 80 1016mm P 3872822421222121 中心距减少量 a（ a 实际中心距 a a a 386（ 5）验证链速 v 0 1000 17 190 0 1000 s 与假设相符。 - 15 - 轮的设计 选用链条系列标准代号为 08A 1 881983，得：链节距 p 子外径 链节内宽 轴直径 链板高度 、小链轮设计： （ 1）大链轮 齿数 : 21 分度圆直径： d p/1800/ 12.7/1800/21） 85顶圆直径： d+85+93mm d+（ 1+1.6/z） 85+（ 1+1） 92根圆直径： 77侧凸缘直径： p 1800/z） 139型按 31244 1985规定制造，如下： 齿宽： 角宽： p 取 角半径： p 角深： h 侧凸缘（或排间槽）圆角半径 轮齿总宽： pt+其中 ） （ 2）小链轮 齿数 17 分度圆直径： d p/1800/ 12.7/1800/17） 顶圆直径： d+77mm d+（ 1+1.6/z） 1+7） 76根圆直径： 16 - 齿侧凸缘直径： p 1800/z） 54型按 31244 1985规定制造，如下： 齿宽： 角宽： p 取 角半径： p 角深： h 侧凸缘（或排间槽）圆角半径 轮齿总宽： pt+中 ） 入链主动轮轴的设计 喂入链主动轮轴传递的功率 P 速 n 160r/径 r 40 先求链轮作用在轴上的力 由 效圆周力 1000P/v 1000 221N 按水平布置取压轴系数 221 255N （ 1）轴上零件的安装方案，如图 5 2图 a）所示： - 17 - 图 5 2 下喂入链主动轮轴的载荷分析图 - 18 - （ 2）选择轴的材料 该轴传递小功率且转速较低，故选用 45钢并调质处理，其力学性质如下： 40 55 07 （ 3）初步计算轴的直径 选取 126 103，取 115 30 考虑链轮和键槽对轴的强度的削弱，轴径增加 10%左 右，然后将轴径圆整取 d 16值作为承受扭矩作用的轴段的最小轴径 （ 4）轴的结构设计 初选角接触球轴承，为了便于装配，取装轴承处的直径 30选角接触球轴承的结构代号为 7206外形尺寸为 d D B 30 62 16； 根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径、长度， 如图 5 2图 a）所示： 30段为轴承，长度取 47 35处为滚筒轴，同时考虑轴承座的安装，长度取 346 30段为轴承，长度取 57 24处为链轮，根据其宽度，长度可取 88 即此轴的总长度为； L 2+4 47+346+57+88 538 5）轴的校核 转动扭矩 T 105P/n 105 60 8953N 中 则 2T/d 2 8953/80 224N， 224N 轴受力情况如图 b)所示 ,其中 220180100）求轴上的载荷 轴上受力如图，分别在水平面内图 c）和垂 直面内图 e）进行计算。 由 0水平面见图 c）得，方向按左顺右逆原则 a d/2+ 0，则 25N 由力平衡方程 - 19 - P 254N 由 0垂直面见图 e）得，方向按左顺右逆原则 0，则 100N 由力平衡方程 24N 合成支反力 22 2 22 2 2）计算水平面的弯矩，画弯矩图，方向按左顺右逆原则 ,如图 d）所示 224 80/2 8960N c 25 220 5500N B D 255 100 25500N ）计算垂直面的弯矩，画弯矩图，方向按左顺右逆原则，如图 f）所示 100 220 22000N ）合成弯矩，并画总弯矩图 公式为 M 总 2 M 图 图 中 M 图 M 图 ，对应点合成 ,如图g）所示 226 7 7220 0 05500 22221 N 22 7 0220 0 03460 22222C 2 5 0 01 0 02 5 5 B N ）由图 g）可知危险截面为 C、 B，强度条件为 122 入折合系数，当扭转切应力为静应力时，取 扭转切应力为脉动循环变应力时，取 当扭转切应力为对称循环变应力时，取 1；此处取 T 20 - 8953=5372N 得 W 截面 取 2677N W 303 2700 则 M P 故 取 M 21360， W 303 2700 则 M P 故 根据上述的计算来看，系统各项参数达到了设计性能要求，同时系统结构简单，效率高。尽管对轴的设计校核工作没有全部进行，但根据对重要轴系的校核结果来看，其它轴系的设计应能满足该系统刚度和强度的要求，因此，系统 工作过程中能够满足其安全性要求。 6. 使用说明书 见的故障原因及排除方法 在使用切碎机前应该先对机器进行安全检查，要在安全的工作环境下进行工作，不可以在雷雨等恶劣天气情况下使用机器进行作业。在切碎机使用过程中应该严格按照该产品的使用说明书进行规范操作，注意操作者的人身安全，远离人群，避免伤及人畜等。在使用过程中可能会出现一些小的机械故障，如何进行机器故障的分析及排除方法见表6 21 - 表 6结论 （ 1）设计的秸秆切碎机的原理和结构都比较简单，从而给制造、安装、使用和维修带来了极大的方便。 （ 2）设计的秸秆切碎机适应性强，主要是适合于粗壮秸秆，甚至是较细的树枝切断；切碎比较连续，振动较小，切碎性能和切碎质量高。 （ 3）喂入、切碎和抛送功率都比较低，因而要求相匹配的动力也较小，同时整个设备大量采用普通钢材，大大的降低了制 造成本，提高了其经济性，满足了广大农村单家独户作业的要求。 （ 4）压紧装置中的弹簧设计成可根据具体情况来调节其刚度，增强了切碎机的加工性能，同时也是本设计的创新之处。 （ 5）将上喂入辊轴设计成浮动轴，提高了切碎机的切碎能力范围。 （ 6）破碎机的喂入和抛送功能实现了自动化，节省了人
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