锤片式粉碎机转子结构动态优化设计

1、振 动 与 冲 击第29卷第5期JOURNAL OF VI BRATIO N AND S HOCKVol .29N o .52010锤片式粉碎机转子结构动态优化设计 收稿日期:2009-04-17第一作者王晓博女,硕士生,1984年生王晓博1,3,谢瑞清2,丁武学1,王栓虎1(1.南京理工大学机械工程学院,南京 210094;2.成都精密光学工程研究中心,成都 610041;3.西南交通大学牵引动力国家重点实验室,成都 610031摘 要:运用有限元法对锤片式粉碎机进行了动力学分析,得到了转子的固有频率、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

2、程度。以转子重量和不平衡振动响应为状态变量,以转子的固有频率为目标函数对结构进行了动态优化设计。优化结果表明,转子动态性能得到明显改善,为解决粉碎机的振动问题提供了有效的途径。关键词: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:TH 133 文献标识码:A锤片式粉碎机是目前饲料工业中应用最广泛的一种粉碎机机型,它主要利用高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目的,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题。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、

3、锤片末端线速度、锤筛间隙、锤片数量、锤片厚度、锤片排列方式以及吸风量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1-5。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,关于锤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特性的影响,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

4、图1为锤片式粉碎机转子的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 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铰接,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

5、定义不同的梁截面来模拟。(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MASS21。(3对起弹性支承作用的滚动轴承用COMB I N 14弹簧单元来模拟。由于COMB I N 14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C OM BI N14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簧单元,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,划分网格并建立约束,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,BEA

6、M 188梁单元137个,C OM B I N E14弹簧单元12个,MASS21质量单元11个。 图2 锤片式粉碎机转子-轴承系统有限元模型1.3 模态分析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ANSYS10.0软件的B lock 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围。一般的要求是,工作转速n不能超过一阶临界转速nc的75%。由于本文所研究的锤片式粉碎机其工作转速在3000 r/m i n左右,低于危险工作转速60 84.7

7、23 0.75= 3812.535r/m i n,所以其工作转速的设计是合理的。表1 转子的前5阶固有频率模态阶数12345 9图3 锤片式粉碎机转子前三阶模态振型图图4 工作频率范围内转子各部位动态位移对频率曲线1.4 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6。基于转子不平衡振动的特点,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7,取转子质心偏心距为0.052mm,不平衡力幅值为1315N

8、。选用Fu ll法(完全法,对转子进行其工作频率范围(约49.5H z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所示。从图4可以看出,在工作转速下转子中部的振幅(39.2 m大于两端的振幅,左、右两端轴承处的不平衡振幅基本相等(20 m。2 转子结构动态灵敏度分析及优化设计锤片式粉碎机的结构复杂,设计变量很多,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特性影响较大,即研究结构的动态特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高转子的动态

9、特性,以降低锤片式粉碎机的振动水平。由于ANSYS只能求解极小值问题8,所以定义转子优化的目标函数为:m i nf(x=10000f21+f22+f23式中:f1、f2、f3为转子的前三阶固有频率。2 2 状态变量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幅加以控制。所以优化模型的状态变量选为转子重量(W T和工作转速下的左端轴承处的不平衡响应振幅(RESP_LEFT2.3 设计变量的确定对转子各结构参数(如锤架板直径、转子主轴各轴148振动与冲击 2010年第29卷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量。转子各结构参数如图4所示,其中D1=D

10、5,D2=D4,L1=L5,L2=L4 。图5 转子优化结构参数2.4 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量的的灵敏度Sf 、S WT 、SRESP ,计算结果如表2所示。表2 转子结构灵敏度分析结果变量名称灵敏度S f灵敏度S RESP灵敏度S WT S f32.65-0.0646729.991.0887从灵敏度分析结果可以看出,各设计变量对目标函数及性能约束的影响程度不同,其中对转子固有频率影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

11、不平衡响应振幅影响最敏感的依次为D3>L2>L3>D2>D1>L1>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较小的设计变量依次为L7>L6>D7>L1>D6>L3>L2>D3。综合以上分析,为了提高优化效率,选取D3、D6、D7、L1、L2、L3、L6、L7为最终优化模型的设计变量。2.5 转子结构的优化结果转子优化模型设计变量、状态变量、目标

12、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f (x 及f 1、f 2、f 3的 收敛情况如图6、图7所示。表3 转子结构优化过程优化变量代号初值最小允许值最大允许值收敛误差优化结果u m RESP _L EF T0.110.090.112.0E-40.090041图6 目标函数f (x 的优化收敛曲线图7 转子前三阶固有频率的优化收敛曲线从优化结果可以看出,目标函数f (x 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84.72H z 上升到90.295H z ,第2阶固有频率从183.2H z 上升到189.4

13、8H z ,第3阶固有频率从394.5H z 上升到514.41H z ;转子的不平衡响应19.75um 下(下转第161页149第5期 王晓博等:锤片式粉碎机转子结构动态优化设计端振动值要小一些,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重要指标。为较精确地仿真卧姿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、臀部和脚部的振动进行模拟。考虑卧姿人体振动响应特性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,建立了 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

14、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型和仿真流程,以M atlab为工具开发软件实现了铁路人体振动舒适性仿真,从而简化繁琐的计算工作,大大提高了仿真计算的效率。论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

15、考文献1俞展猷.铁道车辆舒适性评价方法的发展与研究现状J.铁道车辆,2004,42(3:1-7.2徐国宇,梅雪松,吴序堂.多自由度人体-车辆-道路系统的建模与模拟J.机械工程学报,1999,35(2:105-109.3魏 朗,陈荫三,龚国庆.公路卧铺客车的车-铺-人系统平顺性模拟计算J.中国公路学报,1999,12(11:102-104.4王岩松,何 辉,耿艾莉.车辆-人体系统振动时域模拟及悬架非线性分析J.振动与冲击,2007,26(12:36-39.5N ag aiM,Y osh i da H,Tohtake T.Coup led v i bration of passeng er and

16、 ligh t w e i ght ca r body i n consi derati on o f hu m an body b i om echan icsJ.V eh icle Syste m D yna m i cs,2006,44(1:601-611.6W e i L,G r iffi n M J.M athe m atica l m ode ls f o r the apparen tmass o f t he seated hu m an body exposed to vertical v i brati onJ.Journal o f Sound and V i brati

17、on,1998,212(5:855-874.7Ca rl bo m P,Berg M.P assenge rs,seats and carbody i n ra il vehicle dyna m icsJ.V eh i c le Syste m Dyna m ics.2003,37(S U PPL.:290-300.8张济民,胡用生,陆正刚.轨道车辆运行过程中人体振动仿真研究J.振动与冲击,2007,26(10:76-80.9刘炳坤.人体冲击动力学模型研究中的若干问题J.航天医学与医学工程,1996,9(5:381-384.10GB16440-1996.振动与冲击-人体机械驱动点阻抗S.11

18、翟婉明.车辆-轨道耦合动力学M.第三版.北京:科学出版社,2007:185-187.12王福天.车辆系统动力学M.北京:中国铁道出版社,1994:4-5.13庞胜明.公路与铁路卧铺客车卧位振动舒适性试验与空间数值模拟D.西安:长安大学,2002:26-27.14GB/T18368-2001.卧姿人体全身振动舒适性的评价S.(上接第149页降为18.937u m;优化后的转子的重量为268.41kg,仅增加了1.29%。可见,优化后转子的重量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,优化效果非常显著。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,对转子进行

19、了动力学分析,得到了转子固有频率、模态振型、不平衡响应等重要动态性能参数。在此基础上,对转子结构进行灵敏度分析并完成了结构的动态优化设计。经过优化,锤片式粉碎机转子的动态性能得到了明显提高,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.锤片式粉碎机的理论分析和结构改进措施探讨J.西北农业大学学报,1999,27(1:108-111.2A jay iO A,C larke B.H i gh V e l oc ity I mpact of M aize K erne l sJ.Journal of A gr i cult

20、ural Eng ineer i ng R eseach,1997,67(2:97-107.3Fengn i an S,K o j ov ic T,Esterle J S,D av i d D.A n energy-based m ode l for s w i ng hamm er m ill sJ.Inte rnati onal Journa l o fM i neral P rocessi ng,22,2003,71(1-4:147-166. 4刘曼茹.锤式粉碎机的研究J.农业机械学报,1990,(3:54-58.5邓洁红,曹乐平.锤式粉碎机的优化设计J.粮油食品科技,2005,13(3

21、:14-15.6宗 力,徐红梅.锤片式粉碎机锤片磨损机理初探J.饲料工业,2005,25(9:5-7.7J B/T9822.1-1999,锤片式饲料粉碎机技术条件S.北京:机械科学研究院,1999.12.8李黎明.ANSY S有限元分析实用教程M.北京:清华大学出版社.2005,1.161第5期 汤小红等:铁路卧铺客车人体振动舒适性建模与仿真246 J OURNAL OF V IBRAT I ON AND S HOCK V o.l29N o.52010data than those fro m the traditi o na l linear theoretic m ode.lK ey w

22、ords:m odeling;o il da mp i n g;para m eter i d entification;test(pp:133-135W enchuan8.0rank eart hquake acceleration peakattenuation curve based on a four area elliptical m odelY ANG F an1,LUO Q i f e ng2(1.Institute o f structurea l Eng i neer i ng and D isaster P reventi on,T ong jiU n i v.,Shang

23、ha i200092,Ch i na;2.Shangha i Institute o f D i saster P revention and R e lie,f Shangha i200092,Ch i naAbstract: A t presen,t an equal d istance circ le m odel is genera lly used for directly fitting acceleration peak attenua ti o n curve,ep icen tra l d i s tance o r focal distance is only the co

24、o r d i n ate statisti c al para m e ter for a seis m ic observation sta ti o n.For large eart h quake w ith a l o ng fau l,t the isoseis m ic curves of the equa l d istance c ircle m ode l ex ist serious dev iation fro m realistic isose i s m ic curves.There is enor m ous d ifferences bet w een the

25、 acceleration peak attenuati o n c urve along the long ax is and t h at a l o ng the short ax is.An four area elli p tica lm odelw as proposed here dividing seis m ic observation sta ti o ns into f o ur areas according to the long ax is and t h e short ax is.Every e lliptica l acceleration isose is

26、m ic curve in four are asw as respecti v ely figured out using i n terpo lation i n re lati o n to seis m ic i n tensity i s oseis m ic curves.On this basis,W en chuan earthquake acceleration peak attenuation cur ve w as derived a l o ng t w o l o ng se m iaxes and t w o short se m iaxes.Co m pari n

27、 g W enchuan8.0rank earthquake acceleration peak attenuation curve usi n g the four area elliptica lm ode lw it h that u si n g the circ le m ode,l the for m er w asm ore close to the rea l situati o n and it cou l d reflect t h e hang ing and foo tw all effect o f fault and the d irection e ffect o

28、 f eart h quake.K ey w ords:attenuation curve;four area e llipticalm ode;l equa l distance circ le m ode;l acce lerati o n peak(pp:136-140Analysis of iced trans m ission line galloping and effect of anti gallopingSU N Zhen mao,LOU W en juan(Instit ute o f Structural Eng i neeri ng,Zhe jiang U n i ve

29、 rs i ty,H ang z hou310058,ChinaAbstract: The non li n ear d ifferential equations of i c ed trans m issi o n li n e ga ll o ping w ere derived w ith Lag range equa ti o n for the fixed fi x ed trans m i s sion li n es insta lled w ith m asses or det u ning pendul u m s.The m ethod to calcu late the

30、 cr itical w ind velocity w as proposed.The non linear d ifferenti a l equati o ns w ere so lved by Runge Kutta m ethod to get the gall o ping response i n ti m e do m a i n.A tested trans m ission li n e w as calcu lated and analyzed as an exa m p l e.The results sho w ed that t h e torsional gall

31、o ping can cause lateral gallop i n g when their v ibrati o n frequencies are c l o se to each other;the a m plitude o f gall o ping is relatively large when t h e w ind ve l o c ity is in a certa i n range;the ga ll o ping a m plitude changesw ith the conduc to r sag sign ificantly and there ex ist

32、s t h e w orst sag to cause the lar gest ga ll o ping a m plitude;t h e m ethod to prevent gall o ping w it h m asses can reduce but not suppress the a m plitude of ga ll o ping;but t h e m e t h od to prevent ga llopi n g w ith detuning pendul u m s can e li m i n ate gallop i n g co m p letely.K e

33、y w ords:ga ll o ping;trans m ission li n e;anti gallop i n g;critica lw i n d ve l o c ity(pp:141-146Struct ural dyna m ic opti m al design for a ha mm er m ill s rotorWANG X iao bo1,X I E Rui qing2,D ING W u xue1,WA NG Shuan hu1(1.Schoo l o fM echanical Eng i nee ri ng,N anji ng U n i ve rsity o f

34、 Sc ience&T echnology,N anji ng210094,China;2.F ine O ptica l Eng i neer i ng R esearch Center,Chengdu610041,Ch i na;3.T racti on P o w er State K ey L aboratory of Sou t hwest Jiaotong U n i versity,Chengdu610031Ch i naAbstract: Dyna m ic ana l y sis o f a ha mm er m illw as carried out using F

35、E M,and dyna m ic c haracteristic para m e ters, such as,natural frequencies,v i b ration m odes,and unba lance responses w ere obta i n ed.The vari o us str uctural para m eters effect on the dyna m ic characteristic of t h e r o tor w ere ana l y zed based on sensitive ana l y sis.Taking the we i

36、g ht o f the r o tor and unba l a nce v i b ration responses as the state variab les,and the natural frequencies of the rotor as the objective func ti o ns,t h e rotor s structure w as opti m ized.The results o f the opti m a l desi g n i n d icated t h at the dyna m ic perfo r m ance o f theV o . 2

37、9 N o 5 2010 l . JOU RNAL OF V IBRAT I ON AND SHO CK 247 roto r is sig nifican tly i proved T he resu lts prov id ed an effect iv e m ethod to solve th e v ib rat ion prob lem o f a hamm er m il.l m . K ey w ord s hamm er m il;l opti al design sensitiv e ana ly sis dyna ic analysis; FE : m ; ; m M (

38、 pp 147- 149 161 : , Analysis of stick ing m otion in a vibro im pact syste w ith mu ltip le constrain ts m LI F ei, D I G W ang ca i N ( Schoo l ofM echa tron ic Eng ineering L anzhou Jiaotong U niversity Lanzhou 730070, China , , Ab stract : A tw o DOF v ibro i pact syste w ith mu lti constra in t

39、 w as estab lished A ccord in g to the number o f st ick m m . ing oscillators the m ode l w as divided in to four m ov ing system s w hose mo tions w ere analyzed si u ltaneously W ith cer , , m . tain para eters different k inds of period ic stick ing m otions appeared due to the d ifferent num be

40、r o f sticking oscillators and m , th e different start and end ti e of sticking m otion. H ere the sw itchover and transit io n conditions am ong the four m oving m , system s w ere studied T he temporary stilln ess appeared w hen a ll the oscillators of the system w ere in st icking state at . th

41、e sam e ti e. By ana lyzing the forces exerted to the oscillators on the i pact surface it w as discovered that w hen the m m , constra in ts are arranged on different sid es of the t o osc illato rs the forces of the tw o oscillators can t sat isfy the sticking w , conditions si u ltaneously so the

42、 si ultaneous stick w on t happen and th e proof is g iven by alterin g the param eters, tem m , m ; porary st illness w ill appearw hen constraints are p laced on the sam e sid es o f th e tw o osc illators F ina lly, num erical si . m u lation is g iv en and the results are a lso analyzed , . K ey

43、 w ord s v ibro i pac; m u ltiple constraints; period ic st icking m otion cha tter : m t ; ( pp 150- 156 : M odeling and si u lation of vibration com fort of human body in a railw ay sleeper carriage m TANG X iao hong , YANG Yue , PENG Bo 12 , 2 2 ( 1. Schoo l of E lectrical and M echan ica l Eng i

44、neer ing C entra l South U niversity of Fo restry and T echno logy Chang sha 410004, Ch ina , , ; 2. Schoo l o f T raffic and T ransportation Eng inee ring Cen tra l South U n iversity Chang sha 410075, Ch ina , , Abstract : T he whole body v ibratio n o f a recum bent passenger in a ra ilw ay sleep

45、er carriage is them ajor effect on the com fort feeling. T he vertical v ibratio n m odel o f a sup in e hum an body w as stu died B ased on the secondary suspensio n dy . nam ic m ode l of rail ay vehic les, a 14 DOF s hum an berth veh icle spatial vertica l coupled dynam ic m ode l w as estab w li

46、shed considering the vibration iso la tio n effect of the sleep ing berth and th e vert ic al vibration characteristics of th e supine hu an body Under the random irregular excitation o f track on the coupled dynam ic m ode,l the vertica l v ib ration respon m . ses of the sup in e hu an body w ere

47、stud ied at different tra in speeds W ith the evaluat io n criterion o f the v ib rat io n com fort m . of hum an body in supine position the si ulat ion program for the v ib ra tio n com fort of hum an body in a rail ay sleeper car , m w riage w as established The root m ean square acce lera tio ns o f head and buttock w ere w e