詹玉龍

(江蘇鵬勝重工有限公司，江蘇 盱眙 223005)

0 引言

破碎機廣泛應用于金屬和非金屬加工等行業(yè)，承擔對脆性散體物料的中細碎工作。隨著當代經(jīng)濟的迅速發(fā)展以及能源的日益緊缺，對圓錐破碎機提出了優(yōu)質、高產、低成本、低消耗的更高要求，大型圓錐破碎機的大量生產和應用迫在眉睫。本文以國產PYB 1750圓錐破碎機主軸為研究對象，基于ANSYS軟件的分析環(huán)境，對主軸進行了強度和剛度分析，從而為圓錐破碎機的結構設計提供理論依據(jù)。

利用ANSYS軟件對主軸進行應力分析的流程如圖1所示。

圖1 利用ANSYS對主軸進行有限元分析流程圖

1 主軸有限元模型的建立

主軸的材料為35SiMn2MoV，彈性模量為E=206GPa，泊松比為 μ =0.3，密度為 ρ =7.9 ×103kg/m3，屈服極限σs=835MPa。該主軸的幾何尺寸如圖2所示。

圖2 主軸設計圖

在PRO/E中建立的實體模型導入后如圖3所示，倒角和圓角等特征已經(jīng)簡化。

圖3 主軸的實體簡化模型

圖4 主軸的網(wǎng)格劃分結果

主軸結構分析選用中間節(jié)點四面體單元10node 187。采用自動劃分MeshTool方式進行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格生成后主軸的有限元模型如圖4所示。

2 主軸約束及載荷的施加

PYB1750圓錐破碎機的工作原理如圖5所示。工作機構由破碎錐和固定錐組成。其動錐固定在主軸上，主軸置于水平軸上的偏心套筒內。工作時，電動機帶動皮帶輪或聯(lián)軸器旋轉，從而通過水平軸、偏心套、懸掛豎軸迫使動錐沿著定錐內表面作旋擺運動。在動錐靠攏定錐的區(qū)段，物料受到動錐的擠壓、撞擊和彎曲作用而破碎，形成破碎腔;在動錐偏離定錐的地方，已被破碎的物料在自重作用下從錐底卸出。破碎機通過連續(xù)性的工作實現(xiàn)對石料的持續(xù)破碎。

圖5 彈簧式圓錐破碎機工作原理圖

在工作時，主軸中部直徑最大處與破碎機動錐過盈配合，圓錐體部與偏心軸套部分間隙配合，所以主軸可以看成一個懸臂梁，錐部受偏心軸套所傳遞力的簡支部件，中部固定，故主軸的約束為中部完全約束。

破碎機工作時，由于制造、安裝、檢修等原因，常會出現(xiàn)主軸壓在錐襯套下口的情況，本文就按主軸處于最不利的這種情況，作為主軸受力狀態(tài)。主軸受力分析如圖6所示，則R a=P c o s42°=2.23MPa。

圖6 主軸受力分析

圖7 主軸加載

所以，在主軸圓錐部半個圓錐面上施加2.23MPa的載荷，結果如圖7所示。

取彎扭疲勞安全系數(shù)Nsp=2，則最大許用應力為:［σ］= σs/Nsp=835/2=417.5MPa。

3 主軸的Static靜力分析結果

(1)位移分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下總體及X、Y、Z三個方向上的節(jié)點位移圖，如下圖8、9、10、11 所示。

圖8 主軸整體總位移云圖

圖9 主軸X方向位移云圖

圖10 主軸Y方向位移云圖

圖11 主軸Z方向位移云圖

從主軸結構的總位移云圖可以看出，整機在中部完全固定時，整個軸的位移從右到左有增大趨勢，最小位移發(fā)生于中部固定處，完全沒有位移，位移量為0，而最大位移發(fā)生于錐面底部端面，位移量為1.414 mm。這一現(xiàn)象是與主軸中部完全約束導致結構為懸臂梁這一特點相吻合的。主軸在X、Y、Z三個方向上位移量差值分別為0.217 mm、0.011 mm、0.003 mm，該位移量表明在破碎物料時，結構在三個方向的位移差距較大，在三個方向剛度分布不均勻，尤其是X方向較薄弱，應通過結構改進來提高剛度，見表1。

表1 主軸位移表

(2)應力分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下的應力圖，如圖12、13、14、15四幅圖所示。

圖12 主軸應力等效云圖

圖13 主軸第1主應力圖

圖14 主軸第2主應力圖

圖15 主軸第3主應力圖

從主軸的應力分布云圖(圖12)可以看出，主軸的最大應力為137.092MPa，最小應力為0.186×10－8Pa，紅色區(qū)域最大和藍色區(qū)域最小應力相差懸殊，等效應力下降梯度過大，表明紅色區(qū)域應力集中較明顯，易于發(fā)生疲勞破壞。等效應力最大值位于錐面與中部連接處附近，靠近不同直徑的交界面，應力集中較大，而此處也是主軸與錐體球面配合處，所以，該項分析結果符合實際情況，此處為危險截面。該處的應力值仍低于材料的強度極限390MPa，所以主軸從應力分析角度看，能滿足強度要求，見表2。

表2 主軸應力表

從第1主應力云圖(圖13)，可以看出最大主應力也是發(fā)生在錐面與中部連接處附近，靠近不同直徑的交接面，應力集中較大，而此處也是主軸與錐體球面配合處，所以，該項分析結果與實際情況相符，大小為148.558MPa，小于許用應力值417.5MPa。第3主應力云圖(圖15)，其最小值為－151.533MPa，根據(jù)材料力學里最大切應力與三向應力之間的關系:

據(jù)了解，在生產破碎現(xiàn)場，斷軸事故常有發(fā)生，主要是因為工作條件惡劣，受很大的沖擊載荷，以及由于主軸和錐體配合安裝不當，產生很大的應力集中，使用不當?shù)仍蛟斐傻?。為了盡量減少應力集中，應適度加大此處的圓角過渡，在條件允許的情況下，可以在錐體球面與主軸配合部位兩側增加卸載槽。

(3)主軸變形的分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下的變形圖，并且可以通過選擇def+undeformed來分別觀察主軸受力后的變形情況和未受力時的形狀，如圖16所示。

圖16 主軸變形前后對比

根據(jù)主軸變形前后情況的對比可知，主軸有較明顯的變形。主軸變形的形式是錐部向一側彎曲，這也符合主軸作為懸臂梁的受力變形情況，見表3。

工作時主軸繞固定軸線做偏心轉動，通過改變圓錐破碎壁和破碎腔的空間大小來達到碾碎物料的作用，主軸上連接圓錐軀體和圓錐破碎壁，它們之間不通過鍵連接，圓錐軀體和圓錐破碎壁根主軸之間的運動關系是隨動的，它們和主軸的運動方向并不一致。由此可以推斷，主軸是破碎機工作時的主要受力元件，所以主軸失效的事故常有發(fā)生。

4 主軸的Modal模態(tài)分析

在主界面的主菜單里選擇plot，下拉菜單中選擇elements，將主軸變回網(wǎng)格造型。定義分析類型為Modal模態(tài)分析，并設置分析模態(tài)階數(shù)為10階，得到主軸結構的模態(tài)分析結果。

對主軸結構前6階模態(tài)進行了提取和分析，前6 階模態(tài)固有頻率及振型圖如圖 17、18、19、20、21、22所示。

(1)模態(tài)分析固有頻率

從表3可知，主軸的固有頻率均較高，這證明主軸剛度還有待進一步提高。

(2)模態(tài)分析振型圖

從前6階振型圖可知，1至6階振動均為沿y軸方向的彎曲振動，y方向的剛度不夠，且存在局部振型。

表3 主軸固有頻率

綜合分析得出:第3階f=336.451Hz、第4階f=336.956Hz是主要的薄弱模態(tài)，這兩階頻率下變形最大。而中部附近的局部振型表明該主軸局部剛度較低，造成主軸各部分結構存在剛度不均勻的現(xiàn)象，其主要原因是構成主軸的各部位材料分布不合理，中部直徑尺寸相對較小。

圖17 第1階振型

圖18 第2階振型

圖19 第3階振型

圖20 第4階振型

5 結論

(1)主軸的最大變形發(fā)生在錐底部端面，最大變形量1.414mm，遠小于其剛度許用值。

(2)主軸的最大應力發(fā)生在錐部與中部連接處，最大應力值為137.092MPa，小于其許用應力值。

(3)主軸的第3、4階的頻率為其主要的薄弱模態(tài)，頻率值分別為 336.451Hz和 336.956Hz。

圖21 第5階振型

圖22 第6階振型

分析結果表明:主軸的最大應力小于許用應力，強度滿足要求，但局部存在應力集中現(xiàn)象，所以需要對結構及尺寸做進一步改進，通過增加倒角或圓角過渡，或者減少孔的設置，來減小應力集中。材料的剛度也符合要求，但是存在材料分布不合理的現(xiàn)象，需要進一步優(yōu)化。

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