1圓錐式破碎機(jī)的受力分析

　　動錐及偏心軸套的受力。

　　2有限元模型的建立

　　根據(jù)主軸、動錐、偏心軸套的結(jié)構(gòu)以及受力情況 ，建立其有限元模型。

　　（1） 主軸的下端固定在機(jī)座的軸孔當(dāng)中 ，由于機(jī)座（下架體） 的剛性較大 ，主軸的下端可簡化為固定端 ，各向位移均被約束。 在計(jì)算過程中 ，將主軸劃分為 1 440 個(gè)單元 ，1 299 個(gè)節(jié)點(diǎn)。 劃分過程中 ，考慮到主軸過渡圓角處可能有較大的應(yīng)力集中 ，故在分析中對此處采取單元細(xì)劃。

　　偏心軸套與固定主軸為間隙配合 ，當(dāng)破碎機(jī)處于破碎狀態(tài)時(shí) ，以其厚邊壓向主軸 ，因此主軸限制了偏心軸套厚邊的徑向位移 ，而軸向并無約束 ，可在偏心軸套內(nèi)孔厚邊加半圓周的徑向約束。 偏心軸套下端通過滑動軸承支撐于機(jī)座上 ，且由螺栓與大圓錐齒輪把緊 ，可在偏心軸套下端加軸向約束。 又因?yàn)槠妮S套是由錐齒輪帶動旋轉(zhuǎn)的 ，因此應(yīng)在下端加Y軸的轉(zhuǎn)動約束，限制其轉(zhuǎn)動。

歡迎光臨環(huán)球破碎機(jī)網(wǎng)　　在計(jì)算過程中，將偏心軸套劃分 1 607 個(gè)單元，490 個(gè)節(jié)點(diǎn)，當(dāng)破碎機(jī)處于破碎狀態(tài)時(shí)，其下襯套孔壓向偏心軸套厚邊，因此偏心軸套限制了動錐與厚邊接觸處的徑向位移，而軸向并無約束，可在動錐下襯套孔內(nèi)與偏心軸套厚邊接觸處加半圓周的徑向約束；又因?yàn)閯渝F是由偏心軸套帶動而做旋擺運(yùn)動，在動錐的下襯套孔處可加Y軸的轉(zhuǎn)動約束，限制動錐的轉(zhuǎn)動。動錐的上部是支撐于固定主軸上端的球面軸承中，因此限制了其軸向的位移，可在動錐的上部平臺部分加上軸向約束。在計(jì)算過程中，將動錐劃分為 3 720 個(gè)單元，4 224 個(gè)節(jié)點(diǎn)，其模型。

　　3外載荷特點(diǎn)及計(jì)算

　　破碎力是一個(gè)用來描述破碎機(jī)破碎礦石能力的近似概念。在破碎過程中，破碎力的大小由于受礦石的物理、機(jī)械性質(zhì)、塊度、破碎方法以及礦石在破碎腔中的分布狀態(tài)等因素的影響，很難用理論公式來計(jì)算。普通式圓錐式破碎機(jī)通常是根據(jù)彈簧的壓力來計(jì)算破碎力，本文討論的某型圓錐式破碎機(jī)，壓力由液壓缸產(chǎn)生，采用液壓缸的壓力來計(jì)算動錐上的破碎力。　工作中，過鐵時(shí)的破碎力P max最大，計(jì)算中將其作為受力分析的危險(xiǎn)工況ΔP為壓強(qiáng)變量； S為液壓缸活塞面積； n為液壓缸數(shù)量； p為工作壓； G為定錐總重量； f為摩擦系數(shù)； R為固定錐中心線到凸緣邊點(diǎn)的距離； l P′為P max作用線到凸緣邊點(diǎn)的距離； l F為礦石與襯板摩擦力作用線到凸緣邊點(diǎn)的距離。

　　4有限元分析

　　411 材料的物理參數(shù)

　　某破碎機(jī)主要部件材料的物理參數(shù)。

　　412 有限元計(jì)算結(jié)果分析

　　應(yīng)用 ANSYS 軟件系統(tǒng)對所建立的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行分析計(jì)算，得出了計(jì)算結(jié)果，位移值和應(yīng)力值以及相應(yīng)的位移分布圖、應(yīng)力分布圖。

　　根據(jù)計(jì)算結(jié)果，本文對各計(jì)算部件的應(yīng)力分布進(jìn)行了全面綜合分析，并應(yīng)用有關(guān)強(qiáng)度理論對各計(jì)算部件的應(yīng)力較高部位進(jìn)行了強(qiáng)度核算，進(jìn)而對各部件的危險(xiǎn)點(diǎn)加以明確。主軸。這個(gè)圖形可以清楚地表達(dá)出主軸的應(yīng)力分布情況。可以看到，主軸的過渡圓角處產(chǎn)生了較高的應(yīng)力分布，即出現(xiàn)了應(yīng)力集中；在力作用位置出現(xiàn)了應(yīng)力峰值。

　　這是由于集中載荷的作用而產(chǎn)生的，其他部位的應(yīng)力水平相比之下較低。因此，可把力作用位置視為主軸的第一危險(xiǎn)點(diǎn)，該點(diǎn)的等效應(yīng)力值為 3411421 MPa。在力作用一側(cè)，主軸過渡圓角處受拉應(yīng)力，對稱部位則受壓應(yīng)力作用，兩處等效應(yīng)力絕對值同為 1041190 MPa。在機(jī)器設(shè)計(jì)中，對塑性材料通常采用最大剪應(yīng)力理論計(jì)算。

　　最大剪應(yīng)力理論認(rèn)為，當(dāng)一復(fù)雜應(yīng)力系統(tǒng)的最大剪應(yīng)力等于臨界值時(shí)就發(fā)生破壞。

　　由這一理論確定的材料發(fā)生流動破壞的條件，σs為材料的屈服極限。這個(gè)圖形可以清楚地表達(dá)出動錐的應(yīng)力分布情況，可以看到，動錐在載荷作用位置處產(chǎn)生了較高的應(yīng)力分布，其他部位的應(yīng)力水平相對較低。

　　因此，可把載荷作用位置視為動錐的危險(xiǎn)點(diǎn)，該處的等效應(yīng)力絕對值為 811375 MPa。

　　采用最大剪應(yīng)力理論對其進(jìn)行強(qiáng)度校核，σs = 275 MPa，其安全系數(shù)。

　　由于動錐表面覆蓋著強(qiáng)度較高的襯板，該安全系數(shù)值的選取對于動錐來說可以滿足要求。

　　（3）可以清楚地表達(dá)出偏心軸套的應(yīng)力分布情況。

　　偏心軸套在載荷作用位置處產(chǎn)生了較高的應(yīng)力分布，其他部位的應(yīng)力水平相對較低。因此可把載荷作用位置視為偏心軸套的危險(xiǎn)點(diǎn)，該處的等效應(yīng)力絕對值為 481598 MPa。采用最大剪應(yīng)力理論對其進(jìn)行強(qiáng)度校核，σs = 275 MPa，其安全系數(shù)為n 3 =σs /σmax3≈ 5166可見，偏心軸套的強(qiáng)度是足夠的。

　　5結(jié)語

　　在計(jì)算過程中，對破碎力進(jìn)行了簡化，將其作為集中力處理，并選取過鐵狀態(tài)作為受力分析的工況，該計(jì)算處理可滿足工程實(shí)際的需要。由于計(jì)算過程中將均布載荷簡化為集中載荷，且計(jì)算選取了力作用點(diǎn)處的應(yīng)力值，因此，該計(jì)算偏于安全。根據(jù)圓錐式破碎機(jī)的具體測繪及其實(shí)際破碎狀態(tài)建立的各部分結(jié)構(gòu)有限元模型是切合實(shí)際的。在以上處理的基礎(chǔ)上，在東北大學(xué)軋制技術(shù)及連軋自動化國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室的工作站，應(yīng)用 ANSYS軟件進(jìn)行了計(jì)算，得出了較為理想的結(jié)果。經(jīng)結(jié)果分析可知，本文討論的圓錐式破碎機(jī)的主軸、動錐及偏心軸套的強(qiáng)度均有一定的裕量。