童小冬 邱東峰

（安徽驚天液壓智控股份有限公司，安徽 馬鞍山 243000）

1 概述

鏟斗式破碎裝置[1]如圖1（a）所示是采用復擺型破碎機理。 所謂復擺型破碎機理，是指動顎板在縱向斷面內的運動軌跡處處不同，其上部近似為圓形，下部為橢圓形，主要用于對物料的粗、中破碎，具有結構簡單，生產能力較高，對物料擠壓和磨削作用較好，破碎產品質量較高等特點[2]。動顎部件如圖1（b）所示相對機架定顎運動是產生破碎的動力源，動顎部件中的偏心軸是主要受力與力傳遞零件，偏心軸的設計結構與強度直接影響整機結構強度，下面將從理論分析對其結構進行設計，采用理論計算與有限元分析相結合對設計的偏心軸進行強度校核，對偏心軸結構設計合理性進行驗證與評判。

2.1 強度設計校核理論[3][4]

圖1 鏟斗式破碎裝置結構組成圖

動顎的受力分析如圖2 所示，破碎力P 垂直作用于距懸掛點B 的距離為（l 為動顎下端至懸掛點B 的總長度）的K 點上，推力板在不計重力的情況下，其對動顎的推力T 的作用線通過鉸接點A、C；破碎力P 和推力T 的作用線相交于H 點；HB 為軸承反力 R 的作用線； 即破碎力 P、推力T 以及軸承反力R 交匯于H 點， 屬于平面交匯力系，推力T 可分解為垂直于動顎的分力T1和平行于動顎的分力T2。

圖2 鄂破機機構受力分析圖

式中 β——推力板與動顎的夾角(傳動角β=50°)

破碎鏟斗的工作是間隙的， 破碎力P 是0～Pmax～0 脈動循環(huán)變化， 推力 T 及其分力 T1和 T2也遵循同一規(guī)律變化。

當軸承反力R 的分力R1通過曲柄OB 的回轉中心O 時，另一分力R2對O 點的扭矩達到最大值，有力的平衡條件可知：

根據(jù)圖2 所示的力系平衡條件可以得出式（2）：

式中 P —— 破碎力 （前面已經確定Pmax≈1255.4），kN

l —— 動顎懸掛點到動顎齒板下端距離（l=115），cm

a——動顎懸掛點到推力板支撐點間的距離（a=0.75×l），cm

根據(jù)式 （3） 可以計算出推力板推力 T≈1457 kN

再根據(jù)圖2 所示的力系平衡條件可以得出式（4）：

根據(jù)式（4）可以計算出軸承反力R≈947 kN

以上計算將作為零部件設計與校核的依據(jù)。

2.2 偏心軸設計計算

偏心軸是一個傳遞扭矩，且兩軸承支承間為偏心結構的轉軸，對于它的可靠性設計，實際上就是根據(jù)預先擬定的結構方案， 確定一組直徑，使之既能滿足強度與剛度要求，又能滿足可靠性要求， 而且重量輕、 結構合理以及經濟效益好。

2.2.1 偏心軸結構設計

偏心軸的輸入功率為：Pλ= η1N，其中 η1為 V帶傳動效率（取η1=0.95）

即：Pλ=η1Nmax=0.95×35≈33.25（kW）

（1）偏心軸最小直徑 dmin確定

其中C=110 ?。ㄅc軸的材質有關），已知參數(shù)Rλ、n2代入式（5）可得到：

考慮到軸上鍵槽會消弱軸的強度， 若為單鍵，則應將上述計算值dmin增大5%左右；若為雙鍵，應將上述計算值dmin增大10%左右。 該設計軸為雙鍵所以將上述計算的dmin增大10%，得到：dmin× 1.1=54.4×1.1≈59.8（mm）

（2） 偏心軸的各段直徑與長度設計如圖3。

圖3 偏心軸設計安裝結構圖

2.2.2 偏心軸理論校核

破碎鏟斗在破碎工作時，破碎力通過動顎軸承傳到偏心軸上，由于該破碎力很大，軸上其它零件傳遞的載荷相對來說就顯得微不足道了，所以計算時可把這些載荷忽略不計，而只考慮破碎力產生的彎矩作用，破碎力平均分布在兩個動顎軸承上；其次是帶輪傳遞的扭矩，偏心軸在工作時受力為彎扭組合（如圖4 所示）。

由分析圖可以看出在B、C 處為彎扭組合最大截面， 為危險截面。 在B、C 截面產生的彎矩為

圖4 偏心軸受力分析圖

因為是單向回轉，所以扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)為κ=0.6。

按第三強度理論，計算彎曲應力：

將已知參數(shù)代入式（6）可以得出：

偏心軸的材料為42CrMo（調質處理），危險的截面直徑 D=160（mm），根據(jù)式（7）可以驗證偏心軸是否符合使用要求。

將已知參數(shù)代入式（7）可以得出：

所以偏心軸設計符合強度要求。

2.3 偏心軸有限元分析

采用 SolidWorks 中的 Simulation 插件對偏心軸進行靜力學分析，分析步驟如下[5]：首先根據(jù)設計尺寸建立偏心軸三維模型，定義偏心軸材料類型為42CrMo， 然后對機架支承軸承位置進行約束，對動顎板支承軸承位置施加力（軸承反力R），對帶輪聯(lián)接處施加扭矩Tλ，最后進行網格劃分運行分析，分析后得到應力、應變、位移、安全系數(shù)分析圖如下：

從以上分析圖中可以看出偏心軸在正常工作時的應力、應變、位移以及安全系數(shù)情況，從圖5、6 中得到偏心軸應力應變較小，與理論計算相吻合；圖7 中所示為位移情況，中間位移最大，約為0.24（mm）；圖8 為安全系數(shù)分布圖，最小安全系數(shù)約為1.55；綜合以上分析圖可以得出偏心軸設計完全滿足實際工作需求。

3 結束語

通過強度理論指導偏心軸整體設計，結合實際安裝結構要求進行局部細化設計，設計完成后再利用理論計算方式對設計的偏心軸進行校核驗算，并利用有限元仿真軟件對設計的偏心軸進行靜力學仿真分析，理論計算校核結果與仿真分析結果一致，驗證偏心軸設計結構合理，強度要求達到使用要求。 本文采用的理論指導產品設計，并以理論計算與有限元軟件分析相結合方式對設計產品進行校核，為同類產品設計方法提供借鑒。

圖5 偏心軸應力分析圖

圖6 偏心軸應變分析圖

圖7 偏心軸位移分析圖

圖8 偏心軸安全系數(shù)分析圖

[1]童小冬.基于顎破原理的新型工程機械破碎輸具研發(fā)設計[J].鑿巖機械氣動工具，2012，（2）：9～12.

[2]廖漢元.顎式破碎機優(yōu)化設計[M].北京：機械工業(yè)出版社.1998.

[3]初明智.復擺顎式破碎機的動顎行程計算[J].機械工程與自動化，2005，（2）：62～64.

[4]戴少生，王旦容. 復擺型顎式破碎機的功率計算（一）[J].水泥裝備，2001，（5）：20～22.

[5]江孔華，李春樹，孫曉東.CosmosWorks 軟件在復雜結構梁分析中的應用[J].機械工程師，2003，（7）：40～42.