锤片式粉碎机转子结构动态优化设计

1、148振动与冲击2010年第29卷锤片式粉碎机转子结构动态优化设计王晓博"，谢瑞清S 丁武学-王栓虎I(1南京理T大学机Mlf?学院南京2】0094；2.戚邢精硯光学工程研究中心成都6in(M1:3西南交通大学挙引动力国家枣点实验璧成都610031)摘 要：运用有限元法对佯片式粉碎机进行了动力学分析得到了转产的固有頻率、模态振型及不平衡响应等动 态特性参数。利用灵敏度分析技术研究了各结构参数对转子动态性能的影响程度。以转子觅常和不平衡振动响应为状 态变世以转子的固有験率为n标换数对结构进行r动态优化设计。优化结果表明转子动态性能得到明显改善为僧决 粉碎机的娠动何題提供了有效的途径。关

2、键词：锤片式粉碎机;优化设计;灵敏度分析;动力学分析;有限元法中图分类号：THI33文献标识码：A148振动与冲击2010年第29卷148振动与冲击2010年第29卷收槁日期：2009-04-17第一作者王晓博女硕士生.1984年生锤片式粉碎机是冃前饲料工业中应用最广泛的一 种粉碎机机型，它主要利用髙速旋转的锤片对物料产 生强烈的冲击和摩擦来达到对物料破碎的冃的，具有 结构简单、通用性好、适应性强、生产率高的特点。但 由于是在高速旋转工况下的机械，这类粉碎机普遍存 在振动和噪音较大的问逝。目前国内外对锤片式粉碎 机的研究主要集中在诸如转子直径、粉碎室宽度、锤 片末端线速度、锤筛间陳、锤片数量、

3、锤片厚度、锤片排 列方式以及吸风斌等因素对粉碎机工作效率的影响 上其研究目的多在于提高粉碎效率节能降耗"切。 但对锤片式粉碎机的动态特性及其影响因素的研究则 相对较少,关于像片式粉碎机结构动态优化设计的研 究则几乎空白。本文利用有限元分析软件ANSYS,对锤片式粉碎 机转子轴承系统进行了动力学分析得到了系统的 固有频率、振型以及不平衡振动响应。基于灵敏度分 析原理分析各结构参数对系统动态恃性的影响，并根 据现代机械优化设计理论对转子结构进行优化，可为 相似类型的旋转机械的动态优化设计提供参考。1转子-轴承系统有限元模型及动力学分析1.1锤片式粉碎机转子的基本结构图1为锤片式粉碎机转子

4、的CAD模型。锤片式粉 碎机的转子主要由主轴、锤架板、定位套筒、锤片、销 轴、锤片隔套以及其他一些标准件(如键、开口销、圆 螺母、止推垫圈等)组成。锤片式粉碎机转子不同于一 般机械设备中常见的内部无活动部件的转子，其执行 粉碎的主要部件一锤片是悬挂在均布于转子锤架 板的销轴上的，锤片与销轴的联接方式属于较接，各锤 片可绕销轴自由转动。图1锤片式粉碎机转子-轴承系统CAD模型1.2有限元模型根据转子的实际结构在不影响计算精度的前提 下建立转子有限元模型过程中进行了以下简化：(1) 将主轴和定位套筒合并为一个几何实体采 用BEAM 188梁单元来模拟。对于主轴的变截面结构, 可以通过定义不同的梁截

5、面来模拟。(2) 锤架板、挡圈.锤片、销轴、锤片隔套等零件随 着主轴一同旋转将其简化为三维质量单元MASS21O(3) 对起弹性支承作用的滚动轴承用COMBIN14 弹簧单元来模拟。由于COMB1N14是一维弹簧单元, 所以考虑在主轴的水平和垂直方向分别设置2个 COMBIN14单元，来分别模拟滚动轴承在这两个方向的 弹性。在主轴与联轴节连接处，考虑存在弹性连接所 以在水平和垂直方向上也设置两个弹费单元,来模拟 联轴节对主轴的支承作用.通过以上的简化处理，设定好材料参数，划分网怙 并建立约束最后建立的锤片式粉碎机转子-轴承系 统有限元模型如图2所示。整个模型共有节点150 个,BEAM 188

6、梁单元137个,COMBINES弹簧单元12 个.MASS21质址单元11个。模态分析用于确定结构的振动特性如固有频率. 振型等。利用ANSYS 10.0软件的Block Lanczos法对 上述模型进行分析求解,即可得到了转子的各阶固有 频率(见表1)和模态振型(如图3)。为了保证机器安 全运行和正常工作在机械设计中应使旋转轴的工作 转速n离开其各阶临界转速一定范圈。-般的要求 是，工作转速"不能超过一阶临界转速"的75% o由 于本文所研究的锤片式粉碎机其工作转谨在3 000 r/min左右，低于危险工作转速60 x 84. 723 x0. 75 = 3 812.535

7、 r/min,所以其工作转速的设计是合理的。表1转子的前5阶固有频率楔态阶数12345频率/Hz 84.723183.22394.52690.391 165.9148振动与冲击2010年第29卷148振动与冲击2010年第29卷(a)第Yf扳型(b)第二盼振型(c)第三阶抿型148振动与冲击2010年第29卷图3锋片式粉碎机转子前三阶模态振型图148振动与冲击2010年第29卷148振动与冲击2010年第29卷14谐响应分析锤片式粉碎机工作时，由于转子质心偏移现象的 存在受惯性的作用会产生一个不平衡离心力，此不 平衡力将通过主轴传递到轴承及机座上，从而引起粉 碎机的振动。基于转子不平衡振动的待

8、点，应用 ANSYS谐响应分析模块来求解转子-轴承系统的不平 衡响应。假设不平衡出现在转子的中间部位按锤片 式粉碎机转子的最大许用不平衡度取转子质心偏 心距为0.052 mm,不平衡力幅值为1 315 N。选用Full 法(完全法)，对转子进行其工作频率范围(约49. 5 Hz)的低频激振得到在不平衡载荷作用下转子中部、 左端轴承、右端轴承等处的径向振动响应(如图4所图4工作频率范屈内转子各部位动态位移对频率曲线示)。从图4可以看岀在工作转速下转子中部的振幅 (39.2 pm)大于荫端的振幅，左、右两端轴承处的不平 衡按幅基本相等(20nm)c2转子结构动态灵敏度分析及优化设计锤片式粉碎机的结

9、构复杂设计变童很多,为了有 效地进行结构的动态优化设计必须了解哪些物理参 数对结构的动态持性影响较大，即研究结构的动态待 性对这些结构参数的敏感程度。在灵敏度分析基础之 上，有目的地修改结构，从而达到最佳的优化结果。2.1目标函数的确定转子优化的目标是提髙转子的动态特性，以降低 锋片式粉碎机的振动水平。由于ANSYS只能求解极 小值何题叫所以定义转子优化的目标函数为：min/(x)J = 学.式中J M为转子的前三阶固有频率。2.2状态变的确定在优化过程中应对转子的重量和转子在工作转 速下的不平衡响应振福加以控制。所以优化模型的状 态变量选为转子®tt(WT)和工作转速下的左端轴承

10、处的不平衡响应振幅(KESP.LEFT)2.3设计变量的确定对转子各结构参数(如偉架板直径、转子主轴各轴 第5期汤小红等：铁路卧铺客车人体振动背适性建模与仿真161段的直径和长度）进行灵敏度分析然后根据灵敏度分 析结果确定设计变屋。转子各结构参数如图4所示, 其中 DI =D5,D2 = I）4,L1 =L5,L2 = UO图5转子优化结构参数24转子结构灵敏度分析利用ANSYS的最优梯度法分别计算出转子的各 结构参数对目标函数和状态变駅的的灵敏度SfSWT、 SRESP,计算结果如表2所示。*2转子结构灵敏度分析结果变乗灵敏度灵敏度灵敏度s<名称s（/SrrDO0.4217E4-0.4

11、611E-7317.990.1326E-I0D113.652.455148.90.091 67D2-1.203-6.28180.8-0.006 65D3-145.374.691 243 0.116 89D615.440.049 5950.510.305 680771.770137 594.300.761 1L144.471.45!7& 350.567 581217.6440.6399.170.177 88U21.3016.1895.650.222 69L634.63-0.065 3934.431.0058L732.65-0.064 6729.991.088 7从灵敏度分析结果可以看出各

12、设计变量对目标 函数及性能约東的影啊程度不同，其中对转子固有频 率形响最敏感的设计变量依次为D3>D7>L1 >L6> L7>L3>L2>D6>D1 > D2；对转子不平衡响应振幅影 响最敏感的依次为03 > L2 > L3 > D2 > DI > LI > D7 > L6>L7>D6；对转子重量变化最敏感的依次为D3 >D2 >D1 >L2>L3>D7>L1 >D6>L6>L7；提高相同固有 频率值但付出重量代价校小的设计变豐依次为

13、L7>L6 >D7>L1 >D6>L3>L2>D3O综合以上分析，为了提 髙优化效率选取D3、D6、D7、L1 .L2.L3.L6.L7为最终 优化模型的设计变楚。2.5转子结构的优化结果转子优化模型设计变就、状态变量、目标函数的设 定及最优结果见表3。转子优化方案经过17次迭代后 收敛最优结果为序列18。目标函数/（对及的 收敛悄况如图6、图7所示。丧3转子结构优化过稅优化代号初值则、最大优化变允许值允许值结果目标函数OBJ（I/Hi）/w22.560.000 517.999WT26502702.7268.41svgum)RESP.LEFT19.75

14、0190.1918.937D30.1250.1230.1351.2E-40.134 97D60.0750.070.0750.5E-40.070011DV(m)D70.070.060.07L0E-40.060021U0.0760.0650.08I.5E-40.065 036120.0820.0720.087I.5E-40.072 054130.8120.760.826.0E-40.76012L60.0550.0450.057I.2E-4O.M5O25L70.110.090.112.0E-40.090 041图6目标函数/（幻的优化收敛曲线图7转子前三阶固有荻率的优化收敛曲线从优化结果可以看出目标

15、函数/匕）从22. 56下 降到17. 999下降了 20. 22% .其中转子的第1阶固有 频率从84. 72 Hz上升到90.295 Hz,第2阶固有频率从 183.2 Hz上升到189.48 Hz,第3阶固有频率从394.5 Hz上升到514.41 Hz；转子的不平衡响应19.75 um下（下转第161页） 靖振动值要小一些但相差不大所有铺位均属二级舒 适度水平，但是下铺和中铺要比上铺舒适。5结论铁道车辆振动舒适性是反映铁道车辆运行品质的 匝要指标。为较粘确地仿直卧咨状态下的人体振动响 应特性采用三自由度卧姿人体阻抗模型，对人体头 部、臀部和脚部的扳动进行模拟。考虑卧姿人体振动 响应恃件

16、以及卧铺的隔振作用，在传统车辆二系悬挂 动力学模型基础上，建芷厂人-铺车辆”空间垂向 耦合动力学模型并推导出卧姿人体振动方程和卧姿 人体不同部位对8个车轮位移激励的总频响函数从 而为铁路卧铺客车人体振动舒适性仿真提供了理论 模型。以'卧姿人体全身振动舒适性的评价”国家标准为 依据,建立了铁路卧铺客车人体振动舒适性仿真流程。 该流程考虑通过对头臀两部位加速度1/3倍频程均 方根值先后进行部位计权和频率计权得到卧姿人体 垂向振动舒适性综合评价指标进而实现铁路卧铺客 车的乘用舒适性分析仿真。根据文中建立的铁路卧铺 客车人体振动舒适性仿真理论模和和仿真流程以 Matlab为工具开发软件实现了铁

17、路人体振动舒适性仿 真从而简化繁琐的计算丁作，大大提高了仿真计算的 效率。i仑文研究工作为铁路卧铺客车人体振动舒适性 分析以及车辆参数优化提供了有效手段。参考文献I )俞展猷.铁道车辆律适性评价方法的发展与研究现状(J).铁道车辆,2001,42(3)： 1-7.2 徐国宇梅霄松吴丼*.多自由度人体-车辆-道路系(上接第149页)降为18.937 um；优化后的转子的重量为268.41 kg仅 增加了 129%°可见优化后转子的重虽和不平衡响 应变化控制在较小范围，但动态性能得到明显提高，优 化效果非常显着。3结论以ANSYS软件为平台，建立了锤片式粉碎机转子 有限元分析模型对转子进

18、行了动力学分析，得到了转 子固有频率、模态振別不平衡响应等車要动态性能参 数C在此基础匕,对转子结构进行灵敏度分析并完成 了结构的动念优化设计。经过优化縄片式粉碎机转 子的动态性能得到了明显提鬲为锤片式粉碎机的改 进提供了行之有效的解决办法,并为相似类型的旋转 机械的动态优化设计提供有益的参考。参考文献1 朱新化，田沛玉.镌片式粉碎机的理论分析和结构改进措 统的建模与模拟J机械工程学报,1999,35(2)： 105 109.3 a 朗陈荫三,龚国庆公路卧舗客车的车-铺人系 统平顺性模拟计算J中国公路学报3999.12(11)： 102-1044 王转松何 辉耿艾彌车辆-人体系统撮动时域模拟

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