基于動(dòng)態(tài)特性分析的SG-4390 型粉碎機(jī)刀架軸刀片布置設(shè)計(jì)

于志恒，錢(qián)蘇翔，黃風(fēng)立，熊俊杰

(1.江西理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，江西贛州 341000;2.嘉興學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院，浙江嘉興 314000;3.信易電熱機(jī)械有限公司，浙江嘉興 314200)

隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)、制造業(yè)、建筑業(yè)、化工、醫(yī)療等的飛速發(fā)展，塑料被廣泛應(yīng)用在包裝、農(nóng)業(yè)、建筑、汽車、制造、生活用品等多個(gè)領(lǐng)域［1］。以塑代鋼、以塑代木成為現(xiàn)代社會(huì)的趨勢(shì)，從而造成了巨大的塑料垃圾及廢料。塑料粉碎機(jī)則是解決這一問(wèn)題的必要設(shè)備，大塊塑料廢料給塑料的進(jìn)一步使用帶來(lái)了困難，破碎機(jī)將其破碎后，為后續(xù)加工工序的順利進(jìn)行提供了保障。對(duì)許多企業(yè)來(lái)講，材料的破碎是產(chǎn)品生產(chǎn)中的必要過(guò)程［2］。刀架軸作為塑料粉碎機(jī)的關(guān)鍵構(gòu)件之一，它主要由主軸、刀架及中間軸組成，用于連接動(dòng)刀片及粉碎室，并起著傳遞扭矩的作用，是粉碎室的核心。因而，刀架軸動(dòng)態(tài)性能的好壞，直接影響著整個(gè)塑料粉碎機(jī)的粉碎質(zhì)量，動(dòng)態(tài)性能不好，嚴(yán)重時(shí)破壞粉碎機(jī)的正常工作及整機(jī)的使用壽命［3］。BENGTSSON 等通過(guò)試驗(yàn)，揭示了物料破碎過(guò)程中對(duì)破碎力起主要影響作用的各關(guān)鍵參數(shù)，并建立了經(jīng)驗(yàn)公式［4］。因此，研究粉碎機(jī)的動(dòng)態(tài)特性及影響刀架軸破碎力的影響因素，對(duì)提高粉碎機(jī)的粉碎性能具有重要意義。

有限元方法主要是用于結(jié)構(gòu)分析的方法。其基本思想是借助于數(shù)學(xué)和力學(xué)知識(shí)，利用計(jì)算機(jī)技術(shù)解決工程技術(shù)問(wèn)題。通過(guò)離散化手段，將一個(gè)復(fù)雜連續(xù)的求解區(qū)域離散成為一組有限個(gè)單元體的組合結(jié)構(gòu)，經(jīng)數(shù)學(xué)規(guī)劃后，得到一個(gè)表征整個(gè)求解域問(wèn)題的線性方程組，一般只有通過(guò)計(jì)算機(jī)與相應(yīng)的軟件技術(shù)才可能得到較為滿意的數(shù)值解答［5］。ANSYS 是一種通用的有限元分析軟件，被廣泛使用。

運(yùn)用動(dòng)平衡機(jī)對(duì)軸進(jìn)行動(dòng)平衡測(cè)試是提高軸類零件動(dòng)態(tài)平衡的重要方法，通過(guò)動(dòng)平衡機(jī)的動(dòng)平衡測(cè)試，不僅可有效解決由于軸質(zhì)量分布不均造成的不平衡帶來(lái)的振動(dòng)，同時(shí)，還是提高軸類零件的壽命、節(jié)約資源重要途徑。

文中以SG-4390 型塑料粉碎機(jī)刀架軸為研究對(duì)象，對(duì)SG-4390 型塑料粉碎機(jī)的刀架軸刀架重新布置，運(yùn)用ANSYS Workbench 對(duì)刀架軸進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，并運(yùn)用動(dòng)平衡機(jī)對(duì)刀架軸的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行測(cè)試。刀架位置重新布置后，刀架軸的動(dòng)態(tài)性能和平衡度均有所提高，同時(shí)也減輕了刀架軸的質(zhì)量，為今后軸類零件的平衡改進(jìn)提供了參考。

1 改進(jìn)后刀架軸的結(jié)構(gòu)及校核

目前國(guó)內(nèi)許多破碎設(shè)備，物料經(jīng)破碎后粒度較大且不均勻，粉碎機(jī)的第一段仍須以細(xì)碎為主，不但使粉碎機(jī)的粉碎產(chǎn)量難以提高且能量利用率極低［6］。刀架軸設(shè)計(jì)的好壞，直接影響到塑料粉碎機(jī)的粉碎效果及能源消耗，因此，刀架軸的改進(jìn)設(shè)計(jì)可提高廢舊塑料粉碎效率及降低粉碎能源消耗。

1.1 改進(jìn)后刀架軸結(jié)構(gòu)

現(xiàn)在普遍采用六刀架式刀架軸，如圖1 所示，刀架分布多，刀架間間隙小，整個(gè)刀架軸質(zhì)量大、能耗大，六刀架式刀架軸相鄰兩刀架間隙為165 mm，六刀架均勻布置在刀架軸上，六刀架間中心距為890 mm，整個(gè)刀架軸中設(shè)計(jì)有刀架軸套;由于四刀架式刀架軸兩刀架間間隙過(guò)大，刀具在剪切破碎過(guò)程中會(huì)因刀具支撐力不足導(dǎo)致刀具中心受力過(guò)大而使刀片斷裂，因此作者在不改變刀片大小、刀架軸原結(jié)構(gòu)及刀片剪切力的前提下，將刀架軸的六刀架式改進(jìn)為五刀架式結(jié)構(gòu)，改進(jìn)后的刀架軸取消了刀架軸套，五刀架式刀架軸相鄰兩刀架間隙為194.6 mm，五刀架均勻布置在刀架軸上且中心距不變，用點(diǎn)焊的方式來(lái)固定刀架。改進(jìn)后的刀架軸增大了刀架間的間隙，降低了刀架軸的質(zhì)量及粉碎機(jī)工作時(shí)的能耗。改進(jìn)后的刀架軸，不僅質(zhì)量輕，而且物料粉碎過(guò)程中可避免因大物料進(jìn)入后，將刀架軸卡死，導(dǎo)致粉碎機(jī)過(guò)載，而造成刀架軸斷裂。改進(jìn)后的五刀架式刀架軸如圖2 所示。

圖1 六刀架式刀架軸

圖2 五刀架式刀架軸

1.2 改進(jìn)后刀架軸危險(xiǎn)截面軸徑校核

粉碎機(jī)工作時(shí)主要靠刀片的剪切作用來(lái)將物料粉碎，刀片在剪切時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如3 所示，F(xiàn)t為作用在刀架上的圓周力，F(xiàn)r為徑向力，RAV、RAH、RBV、RBH分別為支撐點(diǎn)A、B 的水平支反力和垂直支反力。

圖3 刀架軸受力簡(jiǎn)圖

刀架軸由電機(jī)帶動(dòng)，而電機(jī)的輸出功率等效到刀架軸后P=45 kW，傳遞轉(zhuǎn)矩M=240 N·m，刀架軸在工作過(guò)程中受到周向力Ft=7 400 N、徑向力Fr=5 140 N。

刀架軸在實(shí)際工作中，由于刀架V 形排列，導(dǎo)致刀架軸的中間段受力最大，是軸的危險(xiǎn)截面，根據(jù)圖2 和圖3，由力矩平衡原理，得到如下平衡方程:

其中:α=0.6，為折合系數(shù)。綜合上述式子，由此得到中間段危險(xiǎn)截面的力矩ME=1 901 MPa，危險(xiǎn)截面的最小直徑應(yīng)滿足:

其中:σ-1b為循環(huán)應(yīng)力下的彎曲應(yīng)力，40CR 循環(huán)應(yīng)力下的彎曲應(yīng)力為70 MPa。

五刀架式刀架軸危險(xiǎn)截面的直徑為130 mm ＞110.2 mm，校核通過(guò)。

2 改進(jìn)后刀架軸的有限元分析

2.1 ANSYS Workbench 的有限元分析

將五刀架式刀架軸通過(guò)SolidWorks 進(jìn)行三維建模，然后將建好的三維模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中進(jìn)行有限元分析。

將改進(jìn)后的刀架軸通過(guò)SolidWorks 建模，然后將模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench 中;模型導(dǎo)入成功后，在DESIGN MODELER 中，將刀架與主軸點(diǎn)焊連接，每個(gè)連接面設(shè)置100 個(gè)焊點(diǎn)，共1 000 個(gè)焊點(diǎn);將主軸材料設(shè)置為進(jìn)口合金結(jié)構(gòu)鋼40Cr，刀架采用45鋼;根據(jù)刀架軸在粉碎室中安裝位置，刀架軸左右兩邊的第三軸肩使用軸承支撐，將其設(shè)置為圓柱面約束;在網(wǎng)格參數(shù)設(shè)置中，將網(wǎng)格大小設(shè)置成5 ×10-2m，選擇自動(dòng)網(wǎng)格劃分，生成網(wǎng)格如圖4 所示。

圖4 模型網(wǎng)格生成

網(wǎng)格劃分完成后，就對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析。ANSYS Workbench 是以圖像的形式將結(jié)果顯示出來(lái)，結(jié)果如圖5 所示。

圖5 五刀架式刀架軸的模態(tài)分析結(jié)果

2.2 改進(jìn)前后刀架軸的動(dòng)態(tài)性能分析

為考察刀架軸改進(jìn)前后動(dòng)態(tài)性能的變化情況，分別對(duì)改進(jìn)前后刀架軸進(jìn)行了自由模態(tài)分析，并提取了前6 階固有頻率和相應(yīng)的振型。自由模態(tài)分析結(jié)果表明:改進(jìn)前后刀架軸的質(zhì)量由原來(lái)的184.6 kg 減少到169.3 kg，質(zhì)量降低了8.3%，降低了刀架軸在工作時(shí)的能耗;改進(jìn)后前6 階固有頻率除一階固有頻率降低了93.8%外，其余各階頻率與改進(jìn)前的固有頻率僅在13%的范圍內(nèi)有較小波動(dòng)，與改進(jìn)前幾乎一致，詳細(xì)數(shù)據(jù)見(jiàn)表1，可見(jiàn)改進(jìn)后未改變刀架軸的自由振動(dòng)形式。

表1 改進(jìn)前后刀架軸動(dòng)態(tài)性能比較 Hz

2.3 改進(jìn)后刀架軸的靜力學(xué)分析

按照改進(jìn)后的刀架軸結(jié)構(gòu)，對(duì)改進(jìn)后的刀架軸進(jìn)行靜力學(xué)分析，單元類型采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分形式，改進(jìn)后的刀架軸有限元材料參數(shù)、施加載荷及刀架軸的約束形式與原結(jié)構(gòu)相同。主要提取刀架軸的應(yīng)變?cè)茍D，如圖6 和圖7 所示。

從計(jì)算結(jié)果來(lái)看，改進(jìn)后刀架軸應(yīng)變有所減小，改進(jìn)前出現(xiàn)了局部應(yīng)力集中而導(dǎo)致受力過(guò)大造成應(yīng)變過(guò)大，如圖6 所示;而改進(jìn)后，刀架軸局部應(yīng)變過(guò)大的現(xiàn)象消除，整個(gè)刀架軸受力比較均勻，如圖7 所示。可見(jiàn)，改進(jìn)后刀架軸的受力是比較理想的，達(dá)到了改進(jìn)的目的。

圖6 改進(jìn)前應(yīng)變?cè)茍D

圖7 改進(jìn)后應(yīng)變?cè)茍D

2.4 刀架軸的動(dòng)平衡測(cè)試

為了分析改進(jìn)前后刀架軸的動(dòng)平衡情況，通過(guò)動(dòng)平衡機(jī)分別對(duì)改進(jìn)前后刀架軸進(jìn)行動(dòng)平衡測(cè)試。動(dòng)平衡測(cè)試數(shù)據(jù)表明:改進(jìn)前后刀架軸因質(zhì)量分布不均、制造過(guò)程中的誤差等原因造成刀架軸的不平衡而添加的質(zhì)量塊由21 g 變化到19.9 g，需添加的質(zhì)量塊的質(zhì)量幾乎一樣，刀架軸的不平衡度仍在95%以上，平衡度仍在旋轉(zhuǎn)類零件規(guī)定的A 類范疇。

3 結(jié)論

以SG-4390 型塑料粉碎機(jī)的刀架軸為研究對(duì)象，通過(guò)對(duì)刀架軸刀架的重新布置，調(diào)整兩刀架間的間隙，運(yùn)用ANSYS Workbench 對(duì)改進(jìn)后的刀架軸進(jìn)行分析，得到刀架軸的前6 階固有頻率及振型和刀架軸靜力學(xué)分析云圖;采用硬支撐平衡機(jī)對(duì)刀架軸進(jìn)行動(dòng)平衡測(cè)試，得出以下結(jié)論:

(1)改進(jìn)后刀架軸的動(dòng)態(tài)性能幾乎與改進(jìn)前保持一致，但改進(jìn)后刀架軸的質(zhì)量降低了8.3%。通過(guò)靜力學(xué)分析，可知改進(jìn)前由于刀架軸結(jié)構(gòu)的不合理而導(dǎo)致了刀架軸局部應(yīng)力集中，出現(xiàn)受力不均現(xiàn)象;改進(jìn)后，消除了刀架軸的局部應(yīng)力集中問(wèn)題，使結(jié)構(gòu)受力均勻，且結(jié)構(gòu)的應(yīng)力應(yīng)變都有所降低;

(2)改進(jìn)后刀架軸的動(dòng)平衡與改進(jìn)前幾乎一致，由此可見(jiàn)，改進(jìn)后的刀架軸并沒(méi)有打破結(jié)構(gòu)的動(dòng)平衡狀態(tài);

(3)將動(dòng)平衡測(cè)試與刀架軸的動(dòng)態(tài)性能分析、靜力學(xué)分析結(jié)合起來(lái)，有效地改進(jìn)了現(xiàn)有刀架軸結(jié)構(gòu)不合理的地方，為同類刀架軸的設(shè)計(jì)提供了參考，同時(shí)為同類產(chǎn)品的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)提供了依據(jù)。

(4)改進(jìn)后的刀架軸的靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)及動(dòng)平衡均達(dá)到了機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中的要求，為企業(yè)進(jìn)行量產(chǎn)提供了依據(jù)。

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