磨盘式塑料粉碎机的设计与研究

摘要：本文介绍了PM300塑料粉碎机的总体结构、工作原理。对动力、刀具磨盘、传动主轴和带的选择进行了系统性的分析与计算，同时对危险轴径进行了静力学应力分析。对出现振动大问题，通过对减振器的选取计算及NVH数据分析，理论结合实际，得到了有效改善。最后，提出了降低噪音的可行方法。

关键词：磨盘式塑料粉碎机;分析与计算;振动;噪音

0  引言

塑料粉碎机是塑料回收进行加工的重要设备，是塑料回收加工原材料第一道工序。随着应用越来越广泛，对粉碎机设计质量要求越来越高。本文以PM300为例，对塑料粉碎机的设计及优化改进进行了论述。

1  磨盘式粉碎机总体介绍

1.1 磨盘式粉碎机结构组成

磨盘式粉碎机是由料仓、振动喂料机、机箱（定刀磨盘和动刀磨盘）、电机、皮带轮传动系、底座等组成，其整体结构如图1所示。

1.2 应用

塑料粉碎机用于碾磨聚乙烯PE、聚氯乙烯PVC、聚丙烯PP、聚苯乙烯PS、ABS等其他物料的粉体加工。物料大小的选择在3mm～8mm之间为宜，磨出物料的粉体大小为10～100目。

1.3 磨盘式粉碎机工作原理

当电机工作时，投进料仓中的物料通过振动喂料装置喂料进入到进料斗中，再由料斗进入到机箱的研磨腔中，以电机为动力源的皮带轮传动装置带动动刀磨盘高速旋转，使物料在动刀磨盘和定刀磨盘之间发生强烈碰撞、摩擦，物料在动、定刀磨盘间承受着刀刃的多次剪切而粉碎， 如图2所示。最终将物料切割成所需大小的颗粒。动、定刀磨盘间隙的调整对出物料的细度是一个关键的参数，一般磨盘的间隙调整为0.2mm～0.8mm为宜，动、定刀磨盘的间隙大小是靠粉碎机磨盘门上的调节螺栓进行调节的，并用塞尺来检查调节间隙的大小。

2  磨盘式粉碎机主要性能参数的计算

磨盘直径为300mm，质量为45kg;电机侧带轮直径200mm，负载侧带轮直径100mm，磨盘速度6000r/min。

目前，针对松散状态下的物料切削力的计算并没有确定的方法，所以只能利用实验来计算相应数据。实验得到的不同厚度塑料对应的剪切力如表1所示。

由于磨粉机粉碎的塑料颗粒不大于8mm，所以确定磨盘刀具的剪切力为2000N。

2.1 电机功率的选择计算

P-电机功率（kW）;n-磨盘转速（r/s）;r-磨盘半径（m）。

各传动部件的功率损耗，约占总功率的5%～10%，为安全考虑一般选用的电机为1.5倍的系数，且本粉碎机的传动比i=dd2/dd1=100/200=0.5，故选用的电机功率为22kW，转速n=6000×0.5=3000r/min。

2.2 磨盘的选择

磨盘作为整个粉碎机的核心部件，既承担着整个塑料粉碎机旋转时的动能传递和物料切削，还影响着整个粉碎机的使用寿命以及使用性能。因此磨盘刀具材料的选择也是至关重要，磨盘刀具采用冷作模具钢Cr12Mo1V1，经过淬火后硬度能达到HRC58～60，并且耐磨性能好。

2.3 磨盘不平衡量的计算

m=9549MG/（r×n）=9549×45×6.3/（150×6000）=3g

M-磨盘质量（kg）;G-精度等级选用，磨粉机的动刀磨盘平衡精度等级选G6.3;r-动刀磨盘半径（mm）;m-不平衡合格量（g）。

由此可看出动刀磨盘的不平衡量保证不大于3g即符合实际工况要求。整个磨盘在做动平衡试验时，对于超出的不平衡量，需做去重处理。

2.4 磨盘主轴的设计

磨盘主轴为塑料粉碎机的核心零件之一，动刀磨盘在粉碎塑料时，磨盘主轴受到较大的外力冲击，所以主轴的强度直接影响着粉碎机的整体寿命，所以主轴材料的选择至关重要。经调质处理后20Cr的综合力学性能及温冲击韧度，可加工性好，硬度在HRC56～60之间，用于制作耐磨性要求高或受冲击的机器零件，因此本主轴选用20Cr制造，20Cr的屈服强度为540MPa，抗拉强度835MPa，弹性模量为2.06×1011Pa，泊松比为0.3。

首先考虑的是根据轴的相应强度条件和受载情况初步确定轴的直径。由于主轴主要承受扭转力矩，所以按照扭矩强度的计算方法来确定危险截面的直径，即：

τ=T/Wt=T/（0.2d3）≤[τ]T=9.55×106P/n

则轴的最小直径计算为

因为电机的最大转矩为额定转矩的2倍，故取T0=2T，根据实际情况，综合考虑选轴的直径为40mm。

式中：τ-材料的扭剪应力（MPa）;T-扭矩（N.mm）;Wt -抗扭截面系数;[τ]-20Cr的许用扭转剪应力（MPa），取[τ]=20MPa;d-轴的直径（mm）。

为了验证所选取轴径是否合理，再用solidworks中的simulation进行静力学应力分析。具体操作步骤如下：

①用solidworks進行建模;

②进入到simulation环境下进行静应力分析;

③选取材料，夹具，对最小轴端施加扭矩T0;

④进行网格划分，取值0.5mm。如图3所示;

⑤开始进行分析，分析结果，如图4所示。

由应力分析结果可以看出主轴最大应力为62MPa符合技术要求。

2.5 轴承的选择

由于动刀磨盘传动主轴承受的径向力比较大，因此要选用承受径向力大的轴承，且主轴的转速和承受的扭矩比较高，所以优先考虑圆柱滚子轴承和角接触球轴承。而圆柱滚子轴承安装、拆卸比较方便，安装在皮带轮端。动刀磨盘端由于要承受来自物料的轴向阻力，所以这端选用既能承受径向力又能承受一部分轴向力的15°角接触球轴承，且角接触球轴承成对使用，采用面对面的安装方式。

由于磨盘的高速运转，轴承的润滑脂也配有自动加注装置，以保证轴承不产生干摩擦，防止轴承抱死。

2.6 传动系统形式的选择

本粉碎机的传送皮带选用窄V带。窄V带的优点是其断面呈倒梯形，高与节线宽度的比为0.9，大于V带的0.7，因此能够增大工作面与轮槽的接触面积，提高传动功率和效率。在相同的小轮直径和线速的条件下，每根窄V带的传动功率，约为宽度基本相同的相应型号V带的3～4倍。

2.6.1 窄V带的功率计算

Pd=P×C2=28.6

式中：Pd-计算功率（kW）;C2-工况系数，经查C2=1.3;P-传递的额定功率（kW）。

2.6.2 选择窄V带的型号

按照计算功率Pd和电机端带轮转速n，根据机械设计手册带传动中基准宽度制窄V带选型图，选择窄V带的型号为SPZ。

2.6.3 验算带速ν，窄V带速一般限制在5～42m/s之间。

ν=（πdd1n）/60×1000=31m/s（符合要求）

式中：dd1-电机端带轮的基准直径（mm）;n-电机端带轮的转速（r/min）。

2.6.4 确定中心距a和带的基准长度Ld

设计时如无特殊要求，可按下式初步确定中心距a0

0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）取a0=480mm

基准长度计算：由带传动的几何关系可得带的计算公式：

L0≈2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0=1436mm

2.6.5 验算小带轮包角a1

a1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=168°

则a1≥120°，a0=480mm符合设计要求。

2.6.6 确定带的根数Z

Z=PC2/（PNC1C3）=4.7

式中：PN-每条带的额定功率，PN=6.31;C1-皮带轮包角修正系数，C1=0.99;C3-窄V带的长度系数，C3=0.98。

考虑到安全系数问题，确定皮带轮的根数为6。

3  粉碎机振动

由于PM300粉碎机振动较大。其振动大小主要是由减振器决定的，即对减振器减振性能进行分析计算，结合NVH试验数据分析，选用合适的减振器。

已知粉碎机重量为980kg，减振结构由五个减振器组成。其力学分析如图5所示。

3.1 根据重心计算位置关系

重心到后端：L1=398mm

重心到后端（电机端）：L2=712mm

重心到左侧：L3=235mm

重心到右侧：L4=595mm

3.2 确定粉碎机总成刚度k

启动速度1000r/min

激振圆频率ω（角速度）=1000/60×2π=104.7rad/s

K1=2686×398/1110=963N/mm

K2=2686×712/1110=1723N/mm

K3=2686×235/830=761N/mm

K4=2686×595/830=1925N/mm

综合：Ka=963+761=1724/2=862N/mm

Kb=1723+761=2484/2=1242N/mm

Kc=963+1925=2888/2=1444N/mm

Kd=1723+1925=3648/2=1824N/mm

3.3 位移

S=F/K=3.648mm

3.4 受力载荷F前、F后、F左、F右

F前左=332.5kg    F后左=226.5kg

F前右=263.5kg    F后右=157.5kg

3.5 减振器的选择

根据以上计算选动静刚度比在1.2～2.0之间的减振器，参数如表2所示。

3.6 试验测试

由于整机方式结构原因，实际上水平方向（X轴）、横向方向（Y轴）振动烈度很小，可不做分析。以振动较大的竖直方向（Z轴）为研究对象。

①改进前，前左处减振器振动烈度曲线，如图6所示。图中深色曲线为隔振前振动烈度、浅色为隔振后振动烈度。

②改进后，前左处减振器振动烈度曲线，如图7所示。图中深色曲线为隔振前振动烈度、浅色为隔振后振动烈度。

3.7 在电机频率为1110、1490、2319r/min下，前左处减振器测试数据，如表3所示。隔振性能的指标：（1-隔振后/隔振前×100%）。

3.8 其它测试点数据，如表4所示。

综上分析有：

①图6、图7可以看出，在同一个频率下（相同转速下），以隔振前振动烈度作比较，改进后的远小于改进前的烈度，改进后效果显著;

②图6、图7可以看出，在同一个频率下（相同转速下），以隔振后振动烈度作比较，改进后的小于改进前的烈度，改进后效果显著;

③结合图6、图7及表3，改进后的隔振率总体来看，改进后的好于改进前的;

④结合表4，各部件的振动烈度改进后的明显好于改进前的。

理论计算结合NVH数据综合分析，改进后减振器达到了减振效果，整机振动明显减小。

4  粉碎机噪音

4.1 粉碎机噪音的测试

按照JB/T5291-2017标准要求，测试的四个点的噪音为前左、前右、后左、后右，如表5所示。

由于振动与噪音是相关的。通过对减振器重新的选择，结合表5分析，噪音降低了2.7分贝。

4.2 粉碎机噪音产生

PM300噪音主要是由电机、磨盘、机械部件振动等三个方面产生的。

4.3 其它降噪措施

①采用降噪電机。②可采用消音房结构。

5  结束语

从实际工况应用的案例来看，对总体设计方案、应力分析、核心零部件的选择及计算、及降低振动、噪音的方法，是可行的。因此，要理论结合实际，优化改进，提高产品设计的质量，完善产品的可靠性。

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