飼料
制粒機中的壓輥是較易損耗、需要經常更換的零部件。其主要原因是壓輥在使用一段時間后，由于受到飼料和環模內表面的強烈摩擦和擠壓，使得其外表面受到嚴重的磨損，從而無法正常工作；因此對壓輥的磨損情況進行深入研究就顯得非常重要。筆者認為此項研究可從兩方面著手，首先是定量計算出壓輥的磨損程度。如果理論計算的結果與壓輥磨損量的實測值相符，那么這種計算方法就可以用來預測實際壓輥的使用壽命；其次是從壓輥磨損度的理論計算公式中可以查明影響其大小的各個因素，特別是壓輥的結構尺寸參數對其磨損度的影響規律，從而為改進壓輥的結構設計提供一個新的思路。當然，對于壓輥的結構尺寸設計，降低磨損度只是諸多因素中的一個；實際上同時還應滿足壓輥外表面的接觸疲勞強度和壓輥的運行工況等方面的要求。
1、壓輥的磨損機理和線磨損度的計算
按材料的磨損機理米分，一般磨損可分為粘附磨損、表面疲勞磨損、磨粒磨損、腐蝕磨損和微動磨損等形式。因為在飼料制粒機的運轉過程中，壓輥在環模內滾動，其外表面承受脈動的接觸壓應力，同時又受到飼料顆粒強烈的摩擦和擠壓。因此壓輥的磨損機理應是疲勞磨損和磨粒磨損兩種形式的綜合，壓輥磨損速度的快慢主要受壓輥的材料、表面狀況、摩擦性質、接觸疲勞強度、法向載荷的大小以及飼料的性質等因素的影響。
本文以國內某生產廠家制造的某型雙輥式飼料顆粒機為例來計算壓輥的磨損度，所需要的計算參數為：
電機的功率(P)，90 kW；環模的內徑(D1)，400 mm；環模的轉速（n1），287 r/min；壓輥的外徑(D2)，160 mm；壓輥的長度(f)，120 mm；壓輥的直齒寬度(b)，2.5 mm。
首先對壓輥進行如圖l所示的受力分析，壓輥直齒受到切向摩擦力Fs和法向正壓力FN的作用。假設此機器的機械效率為80%，則根據理論力學的知識可計算出Fs=5989N。FN與Fs之間的關系是n≥Fs÷fs其中，是壓輥與飼料和環模之間的摩擦系數，取值范圍為0.1～0.37。本文在這里取偏小值0.1，這樣可計算出FN= 598 90 N。實際上，這只是個近似估算值，法向正壓力的精確值很難通過理論計算得到。
本文采用線磨損度的理論公式來定量計算壓輥磨損速率的大小。線磨損度(K1)的定義是磨損表面法向尺寸的變化與滑移距離之比。K的理論計算公式：式中，K2為表面輪廓峰幾何形狀和高度決定的因數，0. 023 9；Km為應用疲勞損傷積累假說并考慮了接觸點載荷不穩定的統計關系而設的修正因子，為覆蓋因子，0. 343；p為單位表觀接觸面積上的法向載荷，199.6 MPa；E為材料的彈性模量，210 GPa;△為表面粗糙度的綜合參數，0. 789；為接觸狀態因子3；為摩擦因數的粘附分量，0.112；口為中間參數，3.143；r為中間參數，1. 612。
覆蓋因子的含義是真實接觸面積與表觀接觸面積之比，在本文里它等于壓輥與環模的實際接觸寬度b′與壓輥的齒寬6的比值。實際接觸寬度的彈性力學公式：
對于滾動軸承的滾動體，Kt=(0.7～2)×10-10。而考慮到壓輥在環模中的運行情況與滾動軸承的滾動體有較為相似的地方，因此本文所得的壓輥線磨損度的計算結果應該具有一定的準確性。
2、造成壓輥線磨損度計算誤差的主要原因
本文認為影響壓輥線磨損度計算準確性比較大的原因主要有3個。第一個是在計算單位表觀接觸面積上的法向載荷p時要用到作用在直齒上的法向正壓力FN；前面說過F~的準確值很難通過計算得到，而且壓輥在使用過程中其與環模的問隙是隨著磨損的發展而改變的，因此正壓力FN的大小實際上也是隨著時間而改變的。另外，在K1的計算公式中，p的次方數1+y=2. 612．也就是說，FN的誤差將按2. 612次方放大，這給壓輥線磨損度的計算帶來更大的誤差。第二個是計算公式中的表面粗糙度的綜合參數△。在經過精加工和熱處理后，壓輥外表面和環模內表面的粗糙度狀態參數很難準確測定；而在線磨損度的計算公式中出現，∥，這意味著表面粗糙度所帶來的誤差將按3. 143次方被放大。第三個是飼料顆粒的性質；實際上本文在計算線磨損度時，只是考慮壓輥在環模里滾動的情況，即只考慮了表面疲勞磨損，而并未考慮飼料對磨損的影響。由于飼料顆粒的出現，壓輥的磨損機理還應包含磨粒磨損，此時壓輥的磨損度還與飼料顆粒的大小、硬度及濕度等因素都有關系。另外，如果所擠壓的飼料有較強烈的酸堿性，那么壓輥的磨損機理還應包括腐蝕磨損。由干涉及的影響因素較多，機理較復雜，因此飼料的性質對壓輥磨損的影響從定量上講究竟有多大目前還不得而知。這將在一定程度上影響了壓輥線磨損度理論計算結果的準確性。
3、壓輥結構參數對線磨損度的影響
本文在此將壓輥的外徑D2和齒寬b作為未知量，而將所有其它參數值作為已知量代入前述K的理論計算公式中，這樣就得到r如下壓輥線磨損度與其外徑和齒寬的函數關系式：
圖2給出了在不同的齒寬6下，壓輥的線磨損度K1隨外徑D2的變化規律。可以看出，減小壓輥的外徑D2和增大齒寬6將減慢壓輥的磨損速率，從而延長其使用壽命。另外，從圖2還可以看出，如果壓輥的齒寬較小，那么采用較小的外徑，對減輕壓輥的磨損程度更有效；反之，如果壓輥的齒寬較大，那么采用較小的壓輥外徑，對減輕磨損的效果就不大。由于齒寬的大小還同時直接影響著壓輥表面壓強的高低和飼料擠出模孔的難易程度，因此這一結論對壓輥的結構尺寸設計具有重要的參考價值。
4、其它因素
雖然采用較小的壓輥外徑可減緩壓輥的磨損，但如果外徑太小，會使壓輥在轉動時攫取飼料進入擠壓區的能力變差。另外，也可能會使壓輥與環模之間的表面接觸應力過大，從而不滿足表面接觸疲勞強度條件的要求。該強度條件為：式中，為最大表面接觸應力；為材料許用的接觸疲勞極限，在本文中取值為400 MPa。
由此可計算出壓輥的外徑Dz≥146 mm。由于這是雙輥式飼料制粒機，故有D2<D1÷2，所以壓輥外徑的取值范圍為146 mm< D2< 200 mm。如前所述，對于本文用作線磨損度箅例的壓輥，生產廠家將其外徑設計為160 mm。這既同時滿足了接觸疲勞強度條件和雙輥式結構的要求，又使得其線磨損度較小。
對于壓輥的齒寬，也不能單純為減小線磨損度而一味地采用較大值。因為太大的齒寬會使壓輥的表面壓強變得較小，使飼料很難擠出模孔，從而導致飼料產量下降。一般來講，壓輥的表面壓力不應小于130 MPa。故有如下關系式：
由此計算出齒寬b≤3.8 mm。在前述的算例中，生產廠家并沒有將壓輥的齒寬定為3.8 mm，而是定為2.5mm。其設計思路可能是希望通過采用較小的齒寬以提高壓輥的表面壓強，從而提高飼料的生產率（每小時的噸位數）。至于由此帶來的對壓輥磨損度的不利影響則可通過其它的方法來減緩，比如，改進加工工藝以改善壓輥的表面質量，或采用先進的材料和熱處理工藝以提高表面硬度和淬硬層深度。至于多大的齒寬最合適，本文認為可以采用最優化的設計方法，建立兩個最優化的目標函數。一個足壓輥的線磨損度與齒寬間的函數關系式，本文已完成了這方面的基本工作；另一個是飼料每小時的噸位數與壓輥表面壓強之間的關系式。采用這樣的優化模型，應能汁算出最優的壓輥齒寬。當然該優化模型的有效性最終還需要由試驗結果來驗證，這些都是本文未來進一步研究工作的方向和內容。
5、結論
本文對壓輥的磨損機理進行了簡要的分析，認為壓輥同時具有疲勞磨損和磨粒磨損的機理。通過對壓輥線磨損度的理論計算，發現了壓輥的結構尺寸參數（齒寬和外徑）與其磨損速率之問的物理關系，并分析了造成壓輥線磨損度計算誤差的三大主要原因。最后通過綜合考慮壓輥磨損的理論研究結果及其表面接觸疲勞強度條件和運行工況要求，為壓輥結構尺寸參數的改進設計提供了新的思路和方法，并指明了在這一領域未來進一步研究工作的方向。
