錘片式粉碎機是目前飼料工業(yè)中應(yīng)用最廣泛的一種粉碎機機型，它主要利用高速旋轉(zhuǎn)的錘片對物料產(chǎn)生強烈的沖擊和摩擦來達(dá)到對物料破碎的目的，具有結(jié)構(gòu)簡單、通用性好、適應(yīng)性強、生產(chǎn)率高的特點。但由于是在高速旋轉(zhuǎn)工況下的機械，這類粉碎機普遍存在振動和噪音較大的問題。目前國內(nèi)外對錘片式粉碎機的研究主要集中在，諸如轉(zhuǎn)子直徑、粉碎室寬度、錘片末端線速度、錘篩間隙、錘片數(shù)量、錘片厚度、錘片排列方式以及吸風(fēng)量等因素對粉碎機工作效率的影響上，其研究目的多在于提高粉碎效率，節(jié)能降耗。但對錘片式粉碎機的動態(tài)特性及其影響因素的研究則相對較少，關(guān)于錘片式粉碎機結(jié)構(gòu)動態(tài)優(yōu)化設(shè)計的研究則幾乎空白。
本文利用有限元分析軟件ANSYS，對錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子一軸承系統(tǒng)進行了動力學(xué)分析，得到了系統(tǒng)的固有頻率、振型以及不平衡振動響應(yīng)�；陟`敏度分析原理分析各結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，并根據(jù)現(xiàn)代機械優(yōu)化設(shè)計理論對轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，可為相似類型的旋轉(zhuǎn)機械的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計提供參考。
1轉(zhuǎn)子一軸承系統(tǒng)有限元模型及動力學(xué)分析
1.1錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的基本結(jié)構(gòu)
圖1為錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的CAD模型。錘片式粉碎機的轉(zhuǎn)子主要由主軸、錘架板、定位套筒、錘片、銷軸、錘片隔套，以及其他一些標(biāo)準(zhǔn)件（如鍵、開口銷、圓螺母、止推墊圈等）組成。錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子不同于一般機械設(shè)備中常見的內(nèi)部無活動部件的轉(zhuǎn)子，其執(zhí)行粉碎的主要部件——錘片，是懸掛在均布于轉(zhuǎn)子錘架板的銷軸上的，錘片與銷軸的聯(lián)接方式屬于鉸接，各錘片可繞銷軸自由轉(zhuǎn)動。
1.2有限元模型
根據(jù)轉(zhuǎn)子的實際結(jié)構(gòu)，在不影響計算精度的前提下，建立轉(zhuǎn)子有限元模型過程中進行了以下簡化：
(1)將主軸和定位套筒合并為一個幾何實體，采用BEAM188梁單元來模擬。對于主軸的變截面結(jié)構(gòu)，可以通過定義不同的梁截面來模擬。
(2)錘架板、擋圈、錘片、銷軸、錘片隔套等零件隨著主軸一同旋轉(zhuǎn)，將其簡化為三維質(zhì)量單元MASS21。
(3)對起彈性支承作用的滾動軸承用COMBIN14彈簧單元來模擬。由于COMBIN14是一維彈簧單元，所以考慮在主軸的水平和垂直方向分別設(shè)置2個COMBIN14單元，來分別模擬滾動軸承在這兩個方向的彈性。在主軸與聯(lián)軸節(jié)連接處，考慮存在彈性連接，所以在水平和垂直方向上也設(shè)置兩個彈簧單元，來模擬聯(lián)軸節(jié)對主軸的支承作用。
通過以上的簡化處理，設(shè)定好材料參數(shù)，劃分網(wǎng)格并建立約束，最后建立的錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子一軸承系統(tǒng)有限元模型如圖2所示。整個模型共有節(jié)點150個，BEAM188梁單元137個，COMBINE14彈簧單元12個，MASS21質(zhì)量單元11個。
1.3模態(tài)分析
模態(tài)分析用于確定結(jié)構(gòu)的振動特性，如固有頻率、振型等。利用ANSYS 10.0軟件的Block Lanczos法對上述模型進行分析求解，即可得到了轉(zhuǎn)子的各階固有頻率（見表1）和模態(tài)振型（如圖3）。為了保證機器安全運行和正常工作，在機械設(shè)計中應(yīng)使旋轉(zhuǎn)軸的工作轉(zhuǎn)速n離開其各階臨界轉(zhuǎn)速一定范圍。一般的要求是，工作轉(zhuǎn)速n不能超過一階臨界轉(zhuǎn)速ne的75%。由于本文所研究的錘片式粉碎機其工作轉(zhuǎn)速在3 000r/min左右，低于危險工作轉(zhuǎn)速60×84. 723×0.75=3 812.535 r/min，所以其工作轉(zhuǎn)速的設(shè)計是合理的。
1.4諧響應(yīng)分析
錘片式粉碎機工作時，由于轉(zhuǎn)子質(zhì)心偏移現(xiàn)象的存在，受慣性的作用，會產(chǎn)生一個不平衡離心力，此不平衡力將通過主軸傳遞到軸承及機座上，從而引起粉碎機的振動。基于轉(zhuǎn)子不平衡振動的特點，應(yīng)用ANSYS諧響應(yīng)分析模塊來求解轉(zhuǎn)子一軸承系統(tǒng)的不平衡響應(yīng)。假設(shè)不平衡出現(xiàn)在轉(zhuǎn)子的中間部位，按錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的最大許用不平衡度，取轉(zhuǎn)子質(zhì)心偏心距為0.052 mm，不平衡力幅值為1 315 N。選用Full法（完全法），對轉(zhuǎn)子進行其工作頻率范圍(約49.5Hz)的低頻激振，得到在不平衡載荷作用下轉(zhuǎn)子中部、左端軸承、右端軸承等處的徑向振動響應(yīng)（如圖4所示）。從圖4可以看出，在工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子中部的振幅（39.2um）大于兩端的振幅，左、右兩端軸承處的不平衡振幅基本相等(20um)。
2、轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)動態(tài)靈敏度分析及優(yōu)化設(shè)計
錘片式粉碎機的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計變量很多，為了有效地進行結(jié)構(gòu)的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計，必須了解哪些物理參數(shù)對結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性影響較大，即研究結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性對這些結(jié)構(gòu)參數(shù)的敏感程度。在靈敏度分析基礎(chǔ)之上，有目的地修改結(jié)構(gòu)，從而達(dá)到最佳的優(yōu)化結(jié)果。
2.1目標(biāo)函數(shù)的確定
轉(zhuǎn)子優(yōu)化的目標(biāo)是提高轉(zhuǎn)子的動態(tài)特性，以降低錘片式粉碎機的振動水平。由于ANSYS只能求解極小值問題，所以定義轉(zhuǎn)子優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)為：
2.2狀態(tài)變量的確定
在優(yōu)化過程中，應(yīng)對轉(zhuǎn)子的重量和轉(zhuǎn)子在工作轉(zhuǎn)速下的不平衡響應(yīng)振幅加以控制。所以優(yōu)化模型的狀態(tài)變量選為轉(zhuǎn)子重量(WT)和工作轉(zhuǎn)速下的左端軸承處的不平衡響應(yīng)振幅(RESP_LEFT)
2.3設(shè)計變量的確定
對轉(zhuǎn)子各結(jié)構(gòu)參數(shù)（如錘架板直徑、轉(zhuǎn)子主軸各軸段的直徑和長度）進行靈敏度分析，然后根據(jù)靈敏度分析結(jié)果確定設(shè)計變量。轉(zhuǎn)子各結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖4所示，其中Dl= D5．D2= D4，Ll= L5．L2= LA。
2.4轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)靈敏度分析
利用ANSYS的最優(yōu)梯度法分別計算出轉(zhuǎn)子的各結(jié)構(gòu)參數(shù)對目標(biāo)函數(shù)和狀態(tài)變量的的靈敏度Sf、SWT、SRESP，計算結(jié)果如表2所示。
從靈敏度分析結(jié)果可以看出，各設(shè)計變量對目標(biāo)函數(shù)及性能約束的影響程度不同，其中對轉(zhuǎn)子固有頻率影響最敏感的設(shè)計變量依次為D3> D7> Ll> L6>L7> L3> L2> D6> Dl> D2；對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)振幅影響最敏感的依次為D3> L2> L3> D2> Dl> Ll> D7>L6> L7> D6；對轉(zhuǎn)子重量變化最敏感的依次為D3> D2> D1> L2> L3> D7> Ll> D6> L6> L7；提高相同固有頻率值但付出重量代價較小的設(shè)計變量依次為L7> L6> D7> Ll> D6> L3> L2> D3。綜合以上分析，為了提高優(yōu)化效率，選取D3、D6、D7、Ll、12、13、L6、L7為最終優(yōu)化模型的設(shè)計變量。
2.5轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的優(yōu)化結(jié)果
轉(zhuǎn)子優(yōu)化模型設(shè)計變量、狀態(tài)變量、目標(biāo)函數(shù)的設(shè)定及最優(yōu)結(jié)果見表3。轉(zhuǎn)子優(yōu)化方案經(jīng)過17次迭代后收斂，最優(yōu)結(jié)果為序列18。目標(biāo)函數(shù)f（x）及的收斂情況如圖6、圖7所示。
從優(yōu)化結(jié)果可以看出，目標(biāo)函數(shù)f(x)從22. 56下降到17. 999，下降了20. 22%，其中轉(zhuǎn)子的第1階固有頻率從84.72 Hz上升到90, 295 Hz，第2階固有頻率從183.2 Hz上升到189. 48 Hz，第3階固有頻率從394.5Hz上升到514.41 Hz；轉(zhuǎn)子的不平衡響應(yīng)19,75 um下降為18. 937 um；優(yōu)化后的轉(zhuǎn)子的重量為268. 41 kg，僅增加了1. 29%。可見，優(yōu)化后轉(zhuǎn)子的重量和不平衡響應(yīng)變化控制在較小范圍，但動態(tài)性能得到明顯提高，優(yōu)化效果非常顯著。
3、結(jié)論
以ANSYS軟件為平臺，建立了錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子有限元分析模型，對轉(zhuǎn)子進行了動力學(xué)分析，得到了轉(zhuǎn)子固有頻率、模態(tài)振型、不平衡響應(yīng)等重要動態(tài)性能參數(shù)。在此基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進行靈敏度分析并完成了結(jié)構(gòu)的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計。經(jīng)過優(yōu)化，錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的動態(tài)性能得到了明顯提高，為錘片式粉碎機的改進提供了行之有效的解決辦法，并為相似類型的旋轉(zhuǎn)機械的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計提供有益的參考。
