毕业设计（论文）-锤片式饲料粉碎机的设计

PAGE2摘要我国农村急需一款高效、低耗、结构简单、操作方便、安全可靠的小型多功能饲料粉碎机。然而，现有国内小型饲料粉碎机普遍存在电耗过高的问题。为解决此困境，本设计以降低电耗为核心目标，通过提升粉碎效率和筛分效能，成功打造出一款新型锤片饲料粉碎机。锤片式破碎机以高速旋转锤片碾碎饲料，通用性、高效、粉碎质量好、易维修、低动力消耗为其优势。本文详细探讨锤片式破碎机的设计，重点包括方案选择、总体设计、主轴设计以及箱体结构的研究。关键词：饲料；锤片式粉碎机；设计AbstractChina'sruralareasurgentlyneedahighefficiency,lowconsumption,simplestructure,easytooperate,safeandreliablesmallmulti-functionalfeedcrusher.However,theexistingdomesticsmallfeedcrushergenerallyexiststheproblemofhighpowerconsumption.Inordertosolvethisdilemma,thisdesigntakesreducingpowerconsumptionasthecoregoal,andsuccessfullycreatesanewtypeofhammerfeedcrusherbyimprovingthecrushingefficiencyandscreeningefficiency.Hammercrusherwithhighspeedrotaryhammercrushingfeed,versatility,highefficiency,goodcrushingquality,easymaintenance,lowpowerconsumptionforitsadvantages.Thispaperdiscussesthedesignofthehammercrusherindetail,focusingontheselectionofthescheme,theoveralldesign,themainshaftdesignandthestudyoftheboxstructure.Keywords:feed;Hammermill;design目录摘要 1Abstract 2第一章绪论 41.1选题的背景及意义 41.2国内外现状 51.3本次设计的主要内容 81.4研究方案及手段 81.5技术路线 8第二章总体方案评价 92.1对功能进行分析和总功能分解 92.2功能元求解 102.3方案评价 102.4方案对比及原理 113总体方案设计 123.1整机结构 123.2工作原理 12第三章锤片粉碎机的设计 133.1粉碎室参数确定 133.2主要性能指标计算 143.2.1锤片速度及转子转速 143.2.2理论生产率 153.3电机的选择 163.3.1配套功率 163.3.2选择电动机 163.4V带传动的计算 173.4.1设计V带传动时一般已知的条件是 173.4.2设计计算的主要内容包括确定 173.4.3设计计算 173.5主轴的设计及校核 213.6主轴的校核 233.7轴承的设计计算 273.8连接键的选择计算 293.8.1小带轮与主轴的键连接 293.8.2转子与主轴的键连接 293.9轴和带轮的有限元分析 30第四章其他因素的影响分析 354.1影响有筛锤片粉碎机粉碎效率的因素 354.1.1粉碎 354.2吸风量 374.3筛片 374.4转子的平衡 38第五章总结 39致谢 40参考文献 40第一章绪论1.1选题的背景及意义 饲料产业在中国发展迅速，其产量和消耗量均呈现出逐年增长的态势。根据中国饲料工业协会的统计，2022年我国工业饲料总产量达到了3.02亿吨以及畜牧业饲料消耗量达到了4.54亿吨。这些数据反映了饲料产业在国内的规模和重要性，同时也表明了饲料原料供应体系对于畜牧业的重要支撑作用。作为畜牧业的基础，饲料质量和生产效率直接关系到整体效益。粉碎是提高饲料质量的关键。粗糙的饲料影响畜禽消化吸收，导致饲料浪费。由于动物主要依赖酶来消化吸收饲料，碾碎过的饲料能够满足质量标准，每单位重量颗粒数增多，表面积增大，酶的效果更显著，促进动物的消化吸收。然而，并非饲料越细越有效。如果饲料颗粒过小，会导致在动物消化系统内结块，不利于消化吸收，可能引发疾病或造成不必要的损失。当前，市场上的饲料粉碎机种类繁多，但普遍存在着粉碎效率不高、能耗大、噪音大、易磨损等问题。这些问题不仅影响了饲料的生产效率，还增加了生产成本，甚至可能对饲料的粉碎质量造成不利影响。而饲料粉碎机作为饲料加工的关键设备，其性能的好坏直接关系到饲料的质量和生产成本，随着畜牧业对饲料质量要求的不断提高，传统的饲料粉碎机已经无法满足现代畜牧业的需求，为了解决这些问题，提高饲料粉碎机的性能和效率，减少生产成本，保证饲料的质量，必须对饲料粉碎机进行深入的研究。通过研究，我们可以找到当前饲料粉碎机存在的问题和缺陷，探索出更有效的粉碎原理和技术，为新型饲料粉碎机的设计和制造提供理论依据和技术支持。。提高饲料生产效率:通过研究和改进饲料粉碎机，可以提高其粉碎效率，缩短饲料生产时间，从而提高饲料的生产效率。降低生产成本:研究新型饲料粉碎机，可优化其结构设计，提高设备的耐用性和可靠性，减少维修和更换设备的频率，从而降低生产成本。提高饲料质量:改进饲料粉碎机的粉碎效果，可以减少饲料中的杂质和颗粒度不均匀的问题，提高饲料的质量，为畜牧业的健康发展提供有力保障。推动畜牧业技术进步:饲料粉碎机作为畜牧业的重要设备，其研究和改进将推动畜牧业技术的进步和创新，促进畜牧业的可持续发展。综上所述，饲料粉碎机的研究不仅对解决当前饲料生产中存在的问题具有重要意义，而且对推动畜牧业的整体发展和进步也具有重要作用1.2国内外现状我国饲料粉碎机起步于20世纪50年代，最初主要模仿原苏联和东欧的小型机，机型多样，能耗高。在相当长的一段时间里，生产的多是适用于13kW以下动力的小型粉碎机，整体技术水平较低。1974年再次对锤片式粉碎机进行了选择、改良和系列设计，研发出9FQ系列设备，并在全国范围内广泛应用。其中，9FQ-40型的功率为7.5-11kW，适用于农村加工粮食、草、秸杆等，其推广量远超其他型号。如图1-1所揭示，其具备高传动效率、广泛适用、低能耗、结构合理、易操作维护等优势。但同时存在较大噪音、粉尘污染、易磨损及高维护成本等挑战，不适用于细碎任务。总体而言，我国饲料粉碎机械行业仍处于传统向机械化、自动化、集约化转型的初期阶段，仍面临着众多问题亟待解决，须不断改进以促进提升。。图1-1锤片式饲料粉碎机近年来，我国养殖规模、养殖品种的多元化发展，对饲料粉碎机提出了新的要求，今后几年的粉碎机技术研究应主要集中在以下几个方面：技术成熟度：经过二十多年的发展，锤片式饲料粉碎机已成为市场上检验过的成熟产品，并拥有多种常见机型。这表明该领域的基础技术较为稳固，能够满足不同规模和类型饲料加工的需求。性能优化：目前的研究聚焦于提升粉碎机的性能，包括提高粉碎效率、降低能耗、减少粉碎过程中的温度升高以及提升粉碎后物料的均匀度。具体研究点涉及锤片参数（如锤筛间隙、锤片厚度、锤片末端线速度）、筛板参数（筛孔尺寸、形状、排列和开孔率）、吸风量、喂料方式、粉碎室设计等，这些因素均对粉碎效果有直接影响。技术创新：国内外对于前沿技术的探索不断，旨在通过新材料的应用、智能化控制系统的集成以及粉碎理论的深化，推动产品升级。例如，采用更耐磨的材料延长锤片使用寿命，或利用智能传感与控制技术实现粉碎过程的精确控制与优化。市场需求与政策导向：随着全球对高品质饲料需求的增长，以及国家产业政策的鼓励，锤片式饲料粉碎机市场持续扩张。政策倾向于支持向高技术产品方向发展，促进企业投资于新技术的研发和应用。产业链分析：从产业链角度，对上下游的深入分析揭示了原材料供应、设备制造、市场销售及售后服务等环节的现状与趋势，有助于理解整个行业的运行机制和未来发展方向。价格与市场趋势：市场上对于锤片式饲料粉碎机的价格走势及影响因素进行了深度调研，这包括成本变化、供需关。图1-2锤片式粉碎机美国的锤片式粉碎机需要停机并打开机壳进行安装和更换筛板，但许多欧洲型号是插入式，可在不停机和打开机壳的情况下抽出原有筛板。另外，有些机型支持一端插入、另一端抽出，并可实现自动遥控换筛，如VanAarsen公司的2D系列锤片式粉碎机配备了遥控电动换筛装置，运行中可以直接更换筛片。。图1-3锤片式粉碎机为了确保粉碎机粒度均匀且合理，饲料行业已尝试采用循环粉碎技术。该技术采用了先粉碎后筛选、筛选后再粉碎的分步操作，将粉碎机与筛分设备有机组合，粉碎机仅负责粉碎工作，而粒度的控制任务交由配套的筛分设备。这种做法提升了粉碎产能和效率，减少了能耗，防止了不必要的颗粒运动。除此之外还存在其他类型的粉碎机，例如涡轮粉碎机。如图1-4所示，该类型粉碎机的特点是在粉碎室的筛板末端或与进料口夹角约为270°的位置处，将未经筛分的粗颗粒材料沿垂直方向向上抛出粉碎室，然后通过重力作用返回到粉碎区域。这种机型的优势在于不需要额外配备筛分设备，粗颗粒材料可以在设备内部自动循环；不足之处在于整机结构不对称，无法简单通过改变转子旋转方向来利用锤片的两侧。图1-4涡轮粉碎机1.3本次设计的主要内容针对我国目前在养殖业饲料粉碎效率比较低的情况，本课题初旨在结合机械设计相关内容进行设计锤片式饲料粉碎机，做出一种能显著提饲料粉效率的装置。其主要还可以减少对工人的劳力消耗和社会资源浪费，提高饲料粉碎原料的通用性和合适性，增加商家的利润，增加消费者的使用体验感。该装置适用于养殖业或生产业的大批使用，使该装置可以得到更快更好的发展帮助人们实现低能高产。(1)本研究先根据实际任务需求设计两种粉碎装置的对比，在各方案中类比择优选出最佳方案，随后进行粉碎机主体结构设计及其三维装配体模型的建立，以及零件图图纸的绘制；(2)主要通过电机的旋转带动主轴的转动，主轴带动锤片进行旋转击打饲料，从而达到粉碎的目的，关键件进行设计计算编写计算说明书（过程）以及验证校核，确保设计安全性和可靠性；实现锤片饲料粉碎机的饲料粉碎可以分为以下几个系统：动力系统、粉碎系统、筛分系统。想要实现锤片饲料粉碎机的正常运行及任务书的要求，就需要各系统协调配合，协调各工序的时间。动力装置：一般采用电动机来实现动力的传输。粉碎机构：粉碎机构采用锤片，一般市面上采用的是单转子和双转子的机构。筛分机构：采用筛板进行筛分饲料的大小。(3)该装置包含了外壳保护的建模和一内部锤片及轴类零件的设计。(4)根据装置的设计过程来书写其设计说明书。1.4研究方案及手段通过查阅相关文献和网上资料，以及现场的观察和调研改课题进行分析，从最简单的观察法开始，对基本事件有个简单的数据了解和直观了解，有利于后面意义和研究目的做准备，这也是重要的一步，然后归纳总结共享单车的调配的必要性和研究此装置的必要性，找出目前的关于锤片式饲料粉碎机的缺点、劣势所在，针对于现存的缺点进行设计改正，提炼出具体方法和思想。然后通过查阅网上相关机械制造的资料文献和论文，查找以往相似的结构设计，为自己的想法做出论证，证实自己的想法，完善自己的想法，为后面的设计铺平道路，其中的设计内容所需的数据则是通过经验数据的选择或者是人为计算所得，完成后还需进行校核，防止出现数据脱离实际，在建模时，利用SW要注意符合实际粉碎的原料，避免出现锤片式饲料粉碎机卡机或烧坏等问题，最后的仿真用有限元分析进行仿真分析，加载出真实的应力来模仿，现实状态下的受力，避免弯曲应力过大，超过弹性变形。1.5技术路线首先根据本次的设计要求，完成整体框架的建立，对锤片式饲料破碎机进行整体的结构设计，主要内容分为三大部分，电器零件的选型、机械零件的计算和校核，以及整体的经济技术分析，最终完成说明书的撰写收集锤式粉碎机相关的文献及资料收集锤式粉碎机相关的文献及资料完成开题报告完成开题报告确定确定锤式粉碎机总体研究方案电器零部件的选型机械零部件计算和校核经济技术分析电器零部件的选型机械零部件计算和校核经济技术分析锤式粉碎机锤式粉碎机各个部分的设计完成设计说明书及其论文完成设计说明书及其论文第二章总体方案评价2.1对功能进行分析和总功能分解 实现锤片饲料粉碎机的饲料粉碎可以分为以下几个系统：动力系统、粉碎系统、筛分系统。想要实现锤片饲料粉碎机的正常运行及任务书的要求，就需要各系统协调配合，协调各工序的时间，功能树如图2-1所示。主功能：饲料粉碎主功能：饲料粉碎动力动力辅助功能粉碎辅助功能粉碎桥梁拉索移栽机器人筛分桥梁拉索移栽机器人筛分动力零件提供动力动力零件提供动力锤片实现粉碎锤片实现粉碎动力功能转子装置实现筛分转子装置实现筛分图2-1锤片饲料粉碎机功能分解图2.2功能元求解根据建立的锤片饲料粉碎机的功能树，需要对锤片饲料粉碎机功能求解。下面对肉锤片饲料粉碎机的各分功能做出如下原理解：动力装置：一般采用电动机来实现动力的传输。粉碎机构：粉碎机构采用锤片，一般市面上采用的是单转子和双转子的机构。筛分机构：采用筛板进行筛分饲料的大小。分功能分功能解法1解法23A（动力）电机液压马达柴油机B（粉碎）单转子双转子C（筛选）筛板滤网风机表2-1锤片粉碎机器人形态学矩阵·根据锤片粉碎机器人的形态学矩阵，锤片粉碎机器人可能的组合方案为N=3×2×3＝18，不同的组合可得不同的方案。由于方案过多，因此在组合时需要舍弃一些明显不合理或意义不大的方案，根据形态学矩阵可以组合出如下几个优选方案：P1：A2+BP2：A1+BP3：A1+B2.3方案评价1.功能性：该方案能够满足锤片粉碎机的设计需求，包括动力、粉碎、筛分等功能。2.效率性：该方案采用电机作为动力装置，大大提高了移栽的效率。3.安全性：方案中考虑了安全保护系统，包括急停按钮，确保操作人员的安全。此外，设备的整体结构稳定可靠，符合相关安全标准。4.成本效益：方案中使用的设备和电气元件都是市场上常见的产品，成本相对较低。同时，自动化的移栽系统可以提高生产效率，降低人工成本。以下三个优选方案的方案评分结果如表2-2所示。通过方案的评价得分表进行技术价(Wt)评价，若Wt≥0.6，则该方案在技术上合格，反之则不合格。表2-2锤片粉碎机方案评价得分表评价目标先进性实用性技术可行性加权系数（gi方案评价P868P899P877式中：Pi：各技术指标的评分值。gi：各技术指标的加权系数。PMAX；评分方法的最高值(如十分制，则PMAX=10)。Wt=i=1则以上三个方案的技术价由表2-2中的值通过公式2-1计算可分别得：WWW由上述可知三方案在技术上均合格，其中方案P2评分最高，因此方案P2为最佳方案。2.4方案对比及原理水滴式（也称作涡轮式）：锤片安装在锤头上，呈水滴分布，这种设计可以增加物料与锤片的接触机会，提高粉碎效率，原理图如图2-2所示：图2-2水滴式饲料粉碎机原理图径向式：锤片沿转子径向安装，适用于硬质物料的粉碎，因其能提供更强的冲击力，结构原理图如图2-3所示：图2-3径向式粉碎机原理图综上两种不同形式的锤片安装方式，考虑到本次设计的饲料粉碎机可能会粉碎玉米、豆类等硬度不高的的粮食，所以本次设计的锤式破碎机采用径向式安装锤片的结构形式。3总体方案设计3.1整机结构锤片式粉碎机主要由喂入机构、粉碎室、排料部分构成。粉碎室内装有固定在主轴上的转子，转子上装有多个锤片。转子外围可能还安装有齿板或筛片，用以增强粉碎效果。机器通常配备有风机和集料装置（如集料筒、集尘布袋）来处理粉碎后的物料和空气混合物。锤片粉碎机时利用高速旋转的锤片对进入粉碎室的物料反复锤击，加上转子的旋转离心作用，使物料在粉碎室内的齿板与筛片间互相撞击，粉碎成细小粉末。粉碎机粉碎的结构形式对粉碎性能有重要影响。目前粉碎室的型式主要有圆型、椭圆型、水滴型等。圆型模式相对来说制造方便，但物料在喂料口沿切向进入粉碎机时，可能会弹出，存在一定损耗。而椭圆型的型式，按照现有的设计理论和方法还不能仅经过计算就能获得这些主要参数的最佳值。像粉碎机的锤片线速度、短轴锤筛间隙，粉碎室椭圆度、筛片包角等4个主要参数的最佳值及其组合只有通过试验获得。因此，由粉碎理论综合考虑，破坏物料在粉碎室内所形成的环流，是提高粉碎效率、降低能耗的关键。为此，设计了水滴型粉碎室。使物料环流在筛片与转子组成的水滴型粉碎室内，由于锤筛间隙不等受到破坏，同时增加了锤片对物料的打击次数，使已经粉碎好的物料能及时通过筛孔排出。达到了提高粉碎能力，排粉效率和降低能耗的目的。如图2-1所示。图2-1粉碎室及转子的配置3.2工作原理进料：物料通过顶部的喂料机构被送入粉碎室，喂料导向板确保物料从适当的位置进入。粉碎过程：一旦物料进入粉碎室，高速旋转的锤片（由电动机驱动）会对物料进行连续的冲击和打击。这些锤片以极高的速度运动，对物料产生强大的冲击力，使其粉碎。物料在转子的带动下不仅受到锤片的直接打击，还会与固定的齿板或筛片发生碰撞和摩擦，进一步促进粉碎。筛选分级：粉碎过程中，物料颗粒尺寸减小，细小的颗粒能通过安装在粉碎室周围的筛孔排出，而较大的颗粒则继续在粉碎室内循环接受打击，直到达到可通过筛孔的大小。气流分离：带有风机的机型会利用气流将粉碎后的物料从筛孔中抽吸出来，之后通过集粉装置（如集料筒和集尘布袋）分离物料与空气，实现粉碎物的收集。第三章锤片粉碎机的设计 3.1粉碎室参数确定粉碎机采纳了四个圆形旋转刀盘的结构，并在中心位置布置了支架板，这既承担了支撑两个刀盘的骨架作用，同时也充当了风扇叶的角色。在这种构造下，当旋转刀盘高速运行时，会产生真空效应，从而顺利实施了沿轴向的高真空物料吸入与高压力差别的物料排出的理想设计方案。其中，转子的直径D和破碎机作业面宽度B构成了该设备关键性能参数的一部分。这两个参数的乘积可依据《机械设计手册》P36公式获得。（3-1）式中V——锤片末端线速度K0——经验系数，一般取0.55—0.75N——配套动力同时，两者应有一定的比例关系，通常.在选定D值与B值之后，为了降低噪音水准，常采取使用较大转子直径和减缓转速的方针，尽管如此，在确定细节参数时应对所处理物料的种类进行深入分析。例如，当主要加工玉米时，应采用较小的B值和较大的D值；反之，在主要破碎草料的情形下，则应选取较大的B值和较小的D值。同时，在扩大饲料入口尺寸的过程中，也需要相应地加宽粉碎室的规模。但是，过度加宽的转子臂会导致应力分布不均，为预防这类问题的发生，参照国内机械产品系列的标准设计和过往的实践经验，该设备的转子直径设定为300毫米，粉碎室宽度定为150毫米，其比例已满足设计的标准要求。转子在粉碎室内的安置略显偏心，其偏心距被设定为5毫米。饲料入口由于需要预留一定体积，因此筛片的实际过滤角度设计为3000。破碎机效能的显著影响因素之一乃是锤头与筛板间隔。破碎设备运作过程中，锤头尾端及筛板相隔处会形成一个因锤头旋转而动的空气循环层，其平均流速大概是锤头速率的50%，这样会减弱冲击力，提高磨擦的耗能。受到离心力作用，较粗的粒子位置于循环层较外侧（贴近筛片），因而难以得到有效破碎；而较细的粒子则停留于内侧，在穿越筛孔前不易排出，进而影响粗粒的破碎效果，细粒也可能产生过度破碎的问题。在齿形板的区域内，细粒由于排出不畅，被反弹的锤片击出的细粒不能到达齿形板的作用区域，而沉积于物料的破碎层中，因此要求更高的能量去破碎其中的粗粒，供料量的增加会使循环层内细粒与粗粒的含量同步上升，最终导致物料加工能力下降，且产品均匀性降低。当筛缝尺寸过大时，这种现象尤为严重。反之，筛缝尺寸若设定过小，循环物料层流速增快，破碎物料难以透过筛孔，造成产品细度过高，能耗进而增加。一般设置的筛缝宽度为12毫米；破碎谷物时设定为8毫米，处理茎秆时为14毫米。为了让该设备能够有效地粉碎各种细、粗颗粒的饲料，设计了一个以切向方式进料的入口。此入口的物料投放方向交叉于锤子的周轨道，其交叉点大约在S=30毫米的位置。进料口下边沿与设备旋转轴线之间，以及与水平旋转轴线成大约67度的角度，确保料斗中的物料顺畅进入，不会发生堵塞或返料现象，同时提升了锤击效果。物料的排出则是通过物料本身的重力来实现。3.2主要性能指标计算3.2.1锤片速度及转子转速粉碎器的高效运转与耗能受到锤头端部的线速度显著影响。锤头端部线速度提升，即V的增加，会加强锤头对物料的撞击、摩擦以及粉磨效果，有利于提高粉碎效率和产品的精细度；然而，线速度过高会导致设备无负荷状态下的能耗升高，并会随着转子失衡而引起的噪音和振动加剧，结果反而削弱了粉碎效率。因此，选择一个适宜的V值是提升粉碎机能效的关键。依据相关研究，不同物料需要不同的V值，见表3-1表3-1不同物料所需锤片末端线速度物料高粱玉米小麦黑麦大麦燕麦米糠燕麦壳线速度4852657588105110115击打能力的强度取决于锤片的运行速度，鉴于破碎过程中常会混合不同物料，以及本设备属于小型破碎机主要用于细料粉碎，因此确定锤头速度设定为每秒50米。由此依据《机械设计手册》公式，转子转速为：(3-2)取n=3500rpm式中：D——转子直径，D=0.3m3.2.2理论生产率破碎机的名义生产能力反映了在其实际作业中，当设备运行状况佳且未出现任何故障时的产出水平，其数值可以依照《机械设计手册》 P52公式进行推算：(3-3)已知本次设计的要求为≥400kg/h，所以取Q=400为下文计算数据。式中，D、B——转子直径及转子长度，m；——物料容量，玉米；N——转子转速，n=3500rpm；K——粉碎机结构系数（与其结构型式、筛片结构参数有关），一般K=0.16—0.42所以这次设计的生产率要按照我国的饲料粉碎机的行分等标准，来满足加工的时间和配料的具体要求。3.3电机的选择3.3.1配套功率粉碎机配套主要决定其生产能力的大小，依照《机械设计手册》公式计算：(2-4)式中，Q——粉碎机理论生产率，t/h；K/——配套动力系数，K/=0.6—1.0，一般粗粉碎取小值，细粉碎取大值。3.3.2选择电动机电动机选择包括选择类型，在大多数情况下，若无特定需要，三相交流异步电动机会是首选。Y型构造的笼形三相异步电动机因具备高效率、稳定性强、结构简化、便于保养、成本经济等优点，适宜在非易爆易燃、无侵蚀性气体且无特殊要求的环境中使用，使其成为最为广泛采用的电机类别。考虑到其在工作性能和适应特定环境方面的优势，通常建议选择适合于一般使用环境的Y（IP44）系列三相异步电动机作为标配。这款电机采用了卧式封闭的设计风格。我们已经计算出纸筒轴的输出功率PW为2.4千瓦，因而得出电机的输出功率Pd的数值应为：(3-4)式中，——总的传动效率，其中，分别是V带的传动效率、滚动轴承的传动效率和圆柱之齿轮传动的效率，通过查取机械设计手册，取，n2=0.98，，则通过计算取n=0.93代入原来式子，故(3-5)因此选取电动机额定功率经常采用的V带传动系统其常规使用区间为i1等于2至4，而单级圆柱形齿轮传动的比值区间i2定在3至6之间，因此，电机的工作转速应在这一选取范围内确定。显然，转速分别达到750转/分钟、1000转/分钟和1500转/分钟的驱动电机都可满足要求。基于此，初步筛选了转速为1000转/分钟和1500转/分钟的两款电动机做进一步对比分析，详见下方的表格3-2表3-2两种电动机方案比较方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（Kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L2-43150014203816.1435.382Y132S-6310009606310.912.74.04根据表格所显示信息得知，两个方案都是实际可行的，然而相较于方案1，方案2拥有更低的传动比，并且其传动设备在体积上更为紧凑。鉴于此，我们选择实施方案2，并决定使用Y100L2-4型号的电机。通过查阅相关资料，我们获取了这款电机的核心技术参数以及外部形态和装配尺寸，并将这些数据整理成表格以便日后参考（略）。3.4V带传动的计算3.4.1设计V带传动时一般已知的条件是传动的功率P；已计算得P=3kW；大、小带轮的转速n2和n1；已计算得n2=1420r/min，n1=3500r/min；V带传动的主要用途、实际的工作情况以及原动力的选择类型工作制度等等情况；对传动的尺寸要求等。3.4.2设计计算的主要内容包括确定V带的型号、长度和根数；中心距；带轮基准直径及结构尺寸；作用在轴上的压力等。3.4.3设计计算1）确定计算功率Pca在工作环境中，如果要求传动带在一定的标称功率P下运行，那么受到传动目的、具体工作状况、动力源种类以及操作模式等多种因素的影响，实际传递的功率可能会有所不同。因此，为了确保设计的安全性与可靠性，我们应依据经过计算得出的功率Pca进行设计工作：（3-6）上式3-6里，P是传递的额定功率，单位伟KW，KA是工作的工况系数，具体参数见下表3-3所示。2）选择V带型号依据机械设计参考书，通过计算所得的功率Pca与驱动轮转速n1出发，选用的标准V型带推荐为Z型。在接近两个型号边界的情况下，如选用截面更细的型号，V带承受的弯曲压力相对较小，但所需的V带数量增加。若V带数量过多，可以考虑换用一个号码更大的型号。大截面的V型带意味着需要更长的中心距和更大的带轮直径，但相应的V带数量会减少。建议对两个型号都做计算分析，以选择综合性能更优的一种方案。表3-3工况系数KA工况KA空、轻载启动重载启动每天工作小时数/h＜1010~16＞16＜1010~16＞16载荷变动微小液体搅拌机、通风机和鼓风机（小于7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻载荷输送机1.01.21.3载荷变动小带式输送机、通风机（大于7.5kW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机等载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机载荷变动很大破碎机、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）3）确定带轮基准直径dd1和dd2为提高带的寿命，应减小带的弯曲应力。条件允许时尽量采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般根据V带的型号，选取dd1≥dmin，比规定的最小基准直径略大些。（1）初始挑选的小带轮的标称直径定为dd1。参考机械设计指南[1]得知，小带轮的标准直径选定为90毫米。（2）验算带速v。按《机械设计》书中公式验算带的速度（3-7）因为带速在5m/s~30m/s之间，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。由《机械设计》书中公式（3-8）在此方程中的i代表变速比，其值为3.65。经过计算,大皮带轮的基准直径得出为dd2等于324毫米，按照皮带轮的常用规格系列取整后，dd2修正为315毫米。4）确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据式（3-9）初选中心距a0=500mm。（2）由《机械设计》书中公式（3-10）由带长的基准长度系列选取带的基准长度Ld=1600mm。（3）依据《机械设计》手册，计算实际中心距a。（3-11）中心距的变化范围为443~515mm。5）《依据机械设计》验算小带轮上的包角（3-12）6）计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和n1=3500r/min，由设计手册[1]查得P0=1.34kW。根据n1=3500r/min，i=3.6和Z型带，查得△P0=0.13kW。查手册得Ka=0.925，KL=0.99，于是（3-13）（2）计算V带的根数z。取3根。7）计算单根V带的初拉力的最小值由带系列参数知Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以（3-14）应使带的实际初拉力。8）《机械设计》手册，计算压轴力Fp压轴力的最小值为（3-15）9）带轮结构设计带轮的构造种类包括整体实心型、带有中板的型式、带孔的板结构及辐条样式。鉴于较大或较小的带轮所对应的标准直径尺寸，较大带轮选用以轮辐为特点的设计，而较小带轮则使用全实心的设计方式。3.5主轴的设计及校核在设计过程中，我们必须详细考虑轴的安置区域及其构型；轴承循的各种元件的种类、规格、数目，以及与轴之间的联接手段；作用于轴上的载荷它的属性、幅度、走向以及分配状况；还有对轴进行的加工方式等诸多因素。在面对各种不同情景时进行落实性的探讨是设计中的必要步骤。然而，有几点是设计中必须确保的：轴及其所承载的部件需要在工作时保持准确的定位；装置在轴上的部件的安装和拆解过程应当简便，且能够轻易调节；此外，轴应当具备优秀的制造工艺性能。轴的验算须依轴承载力和受力状态，选用合适的算法，并妥善确定允许应力值。传动轴部装设转子及微型皮带轮，二者均通过轴承滚动以及底座实现互联。轴和转子的联接采取了键合方式，而连接轴座则是通过轴承来完成；并且，在轴的纵向部分，需设置定位肩以固定微型皮带轮和轴承，防止其沿轴向发生移动，此外，微型皮带轮的外端通过螺帽来实现轴向定位。转子的长度为120毫米，并具备150毫米的有效粉碎宽度，同时在小带轮与轴相配合的位置，轮毂的宽度为53毫米。结合所有这些要素，设计出的主动轮轴结构在图3-1中有所体现。图3-1主轴结构简图在驱动轴的AB段，布置了螺旋状纹路，以便通过螺母和垫片稳固地定位轴向带轮的位移。考虑到微型滑轮中心孔的直径检测结果为26毫米，因此我们使用M20型号的紧固螺母对轴尾进行固定。在此范围内，需制造出M20×2规格的螺纹，并确保此部分的长度为30毫米。针对bc区段内的小皮带轮，根据中心空穴的横截面直径为26毫米，匹配的轴部分也被设计成相同的直径即26毫米，而其轴的长度设定为53毫米以确保适配。另外，为了解决带轮右侧轴的定位难题，我们在bc链接部位c处设计了一个高度为2毫米的凸起部分。关于cd区段，它的角色是促进滚珠轴承与机箱的结合，设定轴的心径为30mm。选用的是6006型号深槽球轴承，该轴承的宽度为13mm，内径亦为30mm。因而设计轴承外圈处有10mm长的止动环作定位之用，并考虑到端盖的设计。所以该轴段的总长度为42mm。轴与轴承之间的连接采取过盈配合，所选用的公差等级为m6。对于de部分和fg部分，它们的功能在于固定转子，依据先前章节所述的转子构造设计，可得出两部分的直径应当定为40毫米。综观旋转部件构造及碎料空间维度的评估后，决定这一节和那一节各定长25毫米。ef单元格的核心区域被用来稳固转动盘，在此预计设置一段5毫米厚的凸缘，根据转子的设计了解到，这个部分的跨度须为120毫米。末端的gh位置重新采用了与cd型号一致的旋转轴承，相应地直径保持30毫米一致，而长度设定为13毫米，轴和轴承之间的配合继续采用过盈连接，选择的轴心直径的公差等级仍为m6。为实现轴端零件之间的轴向锁定，利用键连接确保了零部件在周向的定位与动能传递。例如，在b-c区域，皮带轮与驱动轴通过半月形键相联以传递动力与扭力。按照第二版设计指南推荐的尺寸参考，在此轴段上所采纳的键规格尺寸是宽8mm、高7mm，使用铣床进行加工的键槽长度被设为45mm。鉴于该皮带轮与轴之间的精确配合，所选用的配合公差类别为H7/k6。对于转子的周向定位和动力传递，采用了相同的半月形键方案。在这一部分，轴段直径的计算依据设计手册导出键截面的宽度为12mm、高度为8mm，并规定键长为12mm，用于转盘与轴之间的连接，该连接同样采纳了高精度的H7/k6公差等级。为了便于组装轴上的各个部件，所有轴上的倒角都统一设置成1×45度。3.6主轴的校核1.初步校核轴的最小直径，估算最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计手册》[2]，取，于是得（3-16）式中p和n分别为轴的功率和转速。2．因本次设计的轴可以知道轴的最小直径满足要求，现在对轴进行精准的校核。轴的计算简图如图3-2所示：TTFNNTF1NH1NH2图3-2轴的计算简图1）计算图中各力—带轮的压轴力，由前面带传动的计算中得=520N；T—专递的转矩，由前面的计算得T=8186N·mm—转子对轴的压力，估计转子重量为30kg；则=30×10=300N；N—轴承对轴的支撑力为F1的一半，即N=150NNH1=520×63/183=179N，NH2=520－179=341N做出各平面受力分析图、弯矩图和扭矩图如图3-3所示：a水平面受力分析及弯矩图Fa水平面受力分析及弯矩图F=520NNH1=179NNH2=341NMH=32760N·mmFF1=300NN=150NN=150NMV=13725N·mmb垂直面受力分析及弯矩图T=8186N·mmT=8186N·mmc扭矩图图3-3各平面受力分析图、弯矩图和扭矩图由图3-2和图3-3可知，d截面为危险截面，算出d截面的总弯矩和扭矩：MH=32760N·mmT=8186N·mm2）按弯扭组合成应力校核轴的强度在执行强度核对过程中，一般仅对轴承载最高弯矩与扭矩的断面进行强度检查。依据计算公式以及前文提及的d断面所受弯矩和扭矩，还有轴承需要实现正反两向旋转的情况下，扭转产生的剪切应力随之呈对称的周期变化，因而设定强度系数为1，依据《机械设计》手册，从而对轴的应力进行计算：（3-17）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由设计手册查得。因此﹤，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面有键道、轴承肩和过渡面匹配等而导致了局部应力集中，进而削减轴材的耐疲劳性能，然而考虑到其只承受扭矩及较轻微的弯曲力矩影响，故这些部分无需进行强度验证。依据载荷分布及应力汇聚的分析，发现c与d两截面承受的应力值居于峰值。鉴于截面c的右方与截面d的左方具有相同的直径，再加上截面c左侧的直径较截面d右侧的直径来得小，在荷重方面，d截面略胜一筹，因此，核对时只须针对截面c和d的左边部分进行验算。（2）截面c左侧抗弯截面系数（3-18）抗扭截面系数（3-19）截面c左侧的弯矩M为：（3-20）截面c上的扭矩T为：依据《材料力学》书算截面上的弯曲应力：（3-21）依据《材料力学》书截面上的扭转切应力：（3-22）轴的材料为45钢，调质处理。查得=640，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及在设计手册中查取。因，,经插值后可查得=2.25=1.82查得轴的材料的敏性系数为依据《材料力学》书，故有效应力集中系数为（3-23）（3-24）查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按磨削加工，查得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，依据《材料力学》书得综合系数为（3-25）（3-26)又由设计手册得碳钢的特性系数:0.1～0.2，取0.10.05～0.1，取0.05于是，计算安全系数值，按依据《材料力学》书设计公式得（3-27)（3-28)（3-29)＞=2，故安全故可知其安全。（3）截面d左侧抗弯截面系数（3-30）抗扭截面系数（3-31）弯矩M及弯曲应力为:（3-32）（3-33）扭矩T及扭转切应力为:（3-34)过盈配合处的，查机械设计手册[2]用插值法求出，并取=0.8，于是得：=3.16=0.8×3.16=2.53轴按磨削加工，查得表面质量系数为，故得综合截面系数为（3-35)（3-36)依据《材料力学》书，所以轴在截面d左侧的安全系数为:(3-37)（3-38)（3-39)＞=2，故安全。因此稳妥。因主轴未承受严重的瞬间超负荷和明显的应力循环非对称状况，所以可以省去对其静态强度的检验。至此，完成了主轴设计方案的计算工作。3.7轴承的设计计算查滚动轴承样本可知6006号深沟球轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。求两轴承受到的径向载荷和展现在水平和垂直平面中的，轴系构件遭受的立体力量分布，分别对应图示3-4a与3-4b中的情形。FF=520NNH1=179NNH2=341N（a）水平面受力分析图FF1=300NNV1=150NNV2=150N（b）垂直面受力分析图图3-4轴承受力分析图由上图的受力分析可知：NH1=341NNH2=139NNV1=NV2=150N（3-25）（3-40）求轴承当量动载荷和====计算轴承寿命因为＞，所以按左边轴承的受力大小计算（3-41）3.8连接键的选择计算 3.8.1小带轮与主轴的键连接小皮带轮通过键联结于主轴以实现动力和扭矩的传递，因此选择使用半圆头的平键进行连接。该皮带轮的内孔直径为26毫米，依据机械设计参考书资料，确定所需键的断面尺寸为宽8毫米乘以高7毫米。同时，基于带轮宽度为56毫米的考量，决定采用长度为45毫米的键。接下来将对此键进行检验。若假设负荷在键槽工作表面上平均作用，一般的平面键的强度要求如下：（3-42）式中，—传递的转矩，由前面的计算可知T=8.186N·m；—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm；—键的工作长度，圆头平键l=L－b=45－8=37mm;—轴的直径，d=26mm；—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查得=110。计算（3-43）故键的强度满足设计要求。3.8.2转子与主轴的键连接根据结构设计和承受力的需要，转子与主轮间采纳了平头键方式固定。针对联结部轴的直径大小，参照标准选用了一种键，其横截面尺寸定为键的宽度b乘以高度h，即12毫米乘以8毫米。同时，考虑到转盘厚度为6毫米，因此决定使用的键长为L等于6毫米。目前正对该键进行适应性的校验工作。设想负荷在键合作用面均匀散布，依据《材料力学》书，常用平面键的强度要求为（3-44）式中，—传递的转矩，由前面的计算可知T=8.186N·m，每个键只承担一半及计算时T=4.093N·m；—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×8mm=4mm；—键的工作长度，平头键l=6mm;—轴的直径，d=40mm；—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查得=110。计算（3-45)故键的强度满足设计要求。3.9轴和带轮的有限元分析利用ANSYS对装置的关键零件进行有限元分析，以验证结构的应力和变形是否符合规定标准。电机的转矩约为28.65N*m，带传动的效率为0.97。在结构设计中，安全系数是至关重要的评估指标，用于反映结构的安全程度，在选择适当的安全系数时，须全面考虑荷载、计算模式、设计值与实际值之间的差异，以及考虑材料的力学性能等不确定因素。根据机械设计经验，对于这类机械结构，通常安全系数在1.0至2.0之间。为了兼顾装置的安全性和实用性，选择了安全系数1.2。通过将力距乘以安全系数，得到传动轴受到力矩为134.7N*m，带轮受力为552N。传动轴材料选用45钢，带轮材料选用HT200，具体参数见下表表1传动轴所用材料的具体参数表参数名称传动轴带轮材料名称45钢HT200密度7.85×103kg/m37×103kg/m3极限强度350MPa300MPa弹性模量2×1010MPa8.94×104MPa剪切模量7.69×1010MPa3.55×104MPa泊松比0.30.26针对上述受力情况，在ANSYS软件中对传动轴1进行材料属性定义、划分网格、添加约束与受力操作。进行仿真之前，在SolidWorks软件中对结构中不起承重作用的部分进行几何清理，避免因外界因素影响网格质量和仿真效果，而后将模型导入ANSYSWorkbench2022进行后续处理，选择UNITSYSTEM（单位系统）:mm，t，s，N。在Hypermesh中单击Materials命令，打开材料面板，设置材料为45钢。在主菜单中选择命令，选择四面体网格划分选项，单元尺寸设置为2，其余参数默认设置，最后点击mesh，完成网格划分。利用求解器进行求解，并通过Hyperview查看求解结果。求解得到传动轴的应力分布结果和位移变形结果，如下图所示。传动轴的最大应力为136.96Mpa，远小于材料的屈服强度350Mpa，零件的最大变形量为0.0007mm，性能满足要求。图3-5传动轴三维模型图图3-6传动轴网格划分示意图图3-7传动轴应力分布图3-8传动轴1位移分布带轮选用HT200为主体材料，选择四面体网格划分选项，单元尺寸设置为2，对关键受力面进行网格加密，设置单元尺寸为1，并进行添加约束与受力操作。求解得到带轮的应力分布结果和位移变形结果，如下图所示。传动轴2的最大应力为11Mpa，远小于材料的屈服强度300Mpa，零件的最大变形量为0.00013mm，性能满足要求。图3-9带轮三维模型图图3-10带轮网格划分示意图图3-11带轮应力分布图3-12带轮位移分布第四章其他因素的影响分析4.1影响有筛锤片粉碎机粉碎效率的因素采用带筛锤片的粉碎机进行作业，其工作效能主要由以下两个关键点所决定：首先是原料被破碎至预定细度的性能，这是确保作业效能的基石；其次是经过破碎细度达标的物料是否能够顺畅地穿过筛孔，这点是保障作业效能的核心。这两个元素对于粉碎机的作业效能均至关重要。然而，由于带筛锤片的粉碎机的结构设计和参数设置可能存在不合理之处、筛板的空隙率不足或者吸尘系统设计和操作的不当，可能会导致物料被破碎的效果不尽如人意或者穿过筛孔的可能性降低，进而影响到整机的粉碎效能。接下来本文将会围绕粉碎与筛选这两个流程的影响因素展开讨论。。4.1.1粉碎（一）物料进机时的粉碎状态现时市售的破碎机械多以横式投料设计为主，材料从机器顶部的进料装置借由地心引力下降至破碎区域，该过程中的下降速率大概介乎每秒1到2米。而破碎锤头的线速可达每秒70米，同期，待破碎的材料近乎保持原位，从而首先遭受锤击。这些设备的旋转器边缘等间距布置了6块锤头，相邻锤头击打间的时间仅为0.006秒。材料以不规律的间歇性质落入破碎区，而锤子在设计上故意错置布局，增加每把锤子击打材料的几率。材料在接受锤击时因其不规则排列而经常发生偏心碰撞，当然，顺向击打也会发生；在顺向碰撞时，颗粒由于受到挤压力而碎裂，而偏心碰击则是因剪切力导致颗粒断裂，后者的分裂过程远比前者容易，并且消耗的能量仅为顺向撞击需要能量的大约30%。实际使用过程中，颗粒状材料随吸入功能被拉入破碎室，在此它们首先撞击旋转中的外围料圈，然后驱动料圈向内运动（参照图2.4），此内移动范围决定了撞击的力道，如果能够将颗粒推至锤头末端撞击的理想位置，那么打击的效果就最理想。终究，被破碎和未被破碎的材料将因旋转中的锤子击打和旋转器的风机效应，伴随料圈一并旋转。（二）粉碎室内粗粉碎后的再粉碎时状态在承受冲击而损坏后，物体以约90米/秒的速度朝着切向快速投射，随即撞击到筛子或其他材料而进一步破裂。由于粉碎室内存在大量物体，它们之间的频繁碰撞延长了接触时间，这样减缓了二次粉碎的效率。物体输入到粉碎区域并完成粉碎后，携带着随转子的旋转产生的风下，开始受到气流的卷曲影响，导致其旋转速度逐步增快。物体在旋转过程中与筛子产生摩擦，并形成一种阻力，只有当这个阻力与旋转物体的作用力相均衡时，物体的线速度才会停止增加。质量较轻、体积更细小的物体旋转速度更快，相反，体积更大且密度更高的物体旋转较慢。旋转的粉状物体会产生向心惯性力，由于转动半径和角速度恒定不变，向心力则依赖于颗粒的质量。颗粒大小能相差极大，从40到100倍不等，尺寸较大或重量较重的物质会紧靠筛面，小的或轻的颗粒则远离筛片较多。物体旋转的线速度沿着半径向外逐渐降低（正如图4-1所示）。如果有抽风机制作用，该机制能将较微小的粒子吸引至筛片附近并促进它们穿过筛孔，同时也使物体和筛片之间的压力及摩擦力加大。图4-1粉碎室内物料速度分析制约筛锤片式破碎机破碎性能的主要元素归结为两点：首先，物料的粉碎质量，关键在于物料与锤片之间的相对速度；其次，达到要求细度的物料需顺畅排出筛孔，这一环节的关键是打散物料团块的效率以及物料穿过筛孔的势能，包括吸风作用及筛板的快速打孔等因素。破碎层的打散效果愈佳，越能增进物料的翻动和降低密度，这有助于微细颗粒接近筛片并减少吸入的阻力，从而提升风流量，同时也就加速了打孔进程与粉碎作业的效能。影响粉碎作业效能的结构和工艺因素包括以下几点："""击打元件：击打零件的线性速度，击打元件同被加工物料相对运动速度差，击打部件的总数以及所有击打部件的总横截面于粉碎空间面积之间的比率，击打元件的排布方式、厚度及其端部设计形态；筛片：透孔比例、孔的直径、孔的形状、锤子与筛片之间的间隔、筛片的动态特征、筛子表面的粗细水平：吸风：风量、风压及筛板内外的压差；原料属性：诸如粒度、比重、含水量、脂含量以及纤维比等原料特征；控制：根据粉碎区域内部的横向宽度，确保流速和流量分配的均衡性。4.2吸风量 因此，通常来说，标准的粉磨设备的筛子承受的气流压力范围是180—220帕斯卡，升至280帕斯卡，筛子随之震动，进而导致筛面上的物料呈现沸腾状，进一步增强的风压能够达到300—500帕斯卡，这样一来大幅提升了物料穿过筛片孔隙的速率，即使筛孔面积相同，也能够有效提升产出量。同时，由于风力畅通，物料温度得以下降，在较低温度下实现高效率粉碎，效能得到增强并且经济效益也随之提升。4.3筛片筛片是锤破机中负责排放物料的部件，也是机器中最容易损坏的零部件之一，其外型与规格会显著影响破碎作业的效果。这种筛片通常安置在转子的下方区域（又称为底部筛片），以增强排放物料的效率，有时会设计成占据机体内表面积3/4以上，形成环状筛片。另外，还可以将其固定在转子侧面，呈现圆平面状（称为侧边筛片）。侧边筛片的耐用度较长，比较适合处理硬质物质，但是替换这类筛片比较麻烦。鉴于粉碎作业需要适应多种物料和粒度的需求，更宜使用底部筛片或环形筛片。这些筛片一般由1至1.5毫米厚的高品质钢板冲压成带有孔洞的板状，常见的筛孔类型有圆形或椭圆形。粉碎机中锤片型号的通常使用带有圆形开孔的筛板。这些筛孔依尺寸分成四个级别：最小孔径为1至2毫米；次之是3至4毫米的中等孔径；再来是5至6毫米的较大孔径；最大则是直径8毫米及以上的孔径。筛孔孔径根据粒度要求设计。粉碎机应附有一套不同孔径的筛片供不同情况下选用。筛孔直径d与饲料颗粒平均直径之间有如下关系：=（0.25～0.33）筛孔直径还对粉碎机的生产率有很大影响。粉碎精饲料时，孔径从2mm起每增大1mm，生产率能提高20～30％，但平均颗粒直径则加大25～35％。通常情况下，筛片的面积越广阔，物料破碎之后便能迅速通过筛片排除到外部，从而带来较高的单位电耗产量。筛片的透过效率极度依赖于所谓的有效筛片面积占比，即K值，该值是指筛片上孔洞的总面积占整个筛片面积的比例，计算方法如下：式中d一筛孔直径(mm)t一筛孔孔距(mm)随着筛网开孔尺寸的增大，K指标逐渐上升；反之，筛孔之间的距离扩大将导致K指标相对下降。还有，尽管S值有所减少，但选用大小匹配、形状适当的齿形板能由于其改善了环流层动态，进而增加打碎物料的效能，从而实质上提高了单位电能的产量。研究发现，在环状筛面上，安装长度大概为100毫米的齿形板可以有效提高玉米的电能产出率。4.4转