閆少華， 田海蘭

（1.機(jī)械工業(yè)第六設(shè)計(jì)研究院有限公司，鄭州450007；2.鄭州財(cái)經(jīng)學(xué)院機(jī)電工程系，鄭州450044）

0 引言

礦山資源需求的日漸增大和現(xiàn)代制造技術(shù)的迅猛發(fā)展使得破碎機(jī)朝著大型化方向發(fā)展［1］，XJPG-150型星形架式盤輥破碎機(jī)是某公司為順應(yīng)市場需求而研制的大破碎比的物料粉碎設(shè)備，可廣泛用于礦山、冶金以及建材等行業(yè)中巖礦物料的破碎工藝過程。

星形架作為該破碎機(jī)中的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)，主要由Q235A材料的星形架箱型支臂、豎直圓立柱、錐輥支承板等通過焊接組合而成，當(dāng)破碎機(jī)進(jìn)行工作時(shí)，物料在輥盤之間進(jìn)行破碎時(shí)產(chǎn)生的機(jī)械沖擊力會(huì)直接通過3個(gè)破碎錐輥對星形架的3個(gè)支臂產(chǎn)生作用，產(chǎn)生較大且較為復(fù)雜的機(jī)械振動(dòng)，對星形架及整機(jī)的壽命起到至關(guān)重要的影響，因此很有必要對星形架的強(qiáng)度特性進(jìn)行研究，從而更好地指導(dǎo)整機(jī)的設(shè)計(jì)及改進(jìn)。

圖1 XJPG-150型星形架式盤輥破碎機(jī)結(jié)構(gòu)圖

1 星形架結(jié)構(gòu)受力分析

如圖1，星形架支臂6屬于變剛度靜定結(jié)構(gòu)，它的每個(gè)箱型支臂P點(diǎn)均受到加載液壓缸施加的40 t的向下的作用力，自身受到的內(nèi)力和支反力可由靜力平衡條件求解得出［2］。這里以錐輥為研究對象，綜合破碎時(shí)的極限工況，錐輥的自身重量由物料的支承力相互抵消，分析其受力情況，如圖2所示，由力的平衡條件可得

圖2 架輥受力示意圖

因 ON∶MN＝880∶1175，OM∶MN＝295∶1175，F(xiàn)=4×105N，依據(jù)作用力與反作用力的關(guān)系，可知星形架支臂 M、N 點(diǎn)的受力為 FM′=3×105N，F(xiàn)N′=1×105N，方向豎直向上。

2 星形架有限元強(qiáng)度與剛度分析

2.1 星形架有限元模型的建立

在進(jìn)行有限元靜強(qiáng)度分析之前，將SolidWorks中建立的星形架三維模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示，進(jìn)行網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖3所示。

表1 星形架有限元模型技術(shù)參數(shù)

2.2 計(jì)算結(jié)果分析

星形架由Q235A鋼板經(jīng)過焊接而成，這種低碳鋼失效的形式多為塑性屈服失效，因此作數(shù)值分析的時(shí)候選擇Von Mises等效應(yīng)力作為其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的判斷標(biāo)準(zhǔn)［2］。對星形架的3個(gè)支臂進(jìn)行約束，按極限工況施加載荷后計(jì)算，得到的結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖3 星形架有限元網(wǎng)格劃分結(jié)果

圖4 星形架變形分布圖

據(jù)此，星形支架本身的機(jī)械變形和應(yīng)力都較小，其最大變形產(chǎn)生在豎直圓立柱下面的錐輥支承銷孔的周圍，最大變形量達(dá)到0.13971 mm，根據(jù)《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)范（GB50017-2003）》查其許用撓度為［f］=0.45 mm，所以變形量完全滿足設(shè)計(jì)要求；圖5為星形架各節(jié)點(diǎn)的等效應(yīng)力云圖，根據(jù)云圖可知星形架最大等效應(yīng)力在星形架支臂連接與3個(gè)液壓缸的銷軸孔處，為80.888 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力，因此有必要對星形架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，在滿足使用性能和力學(xué)要求的前提下達(dá)到降低材料成本和結(jié)構(gòu)輕量化的目的。

3 星形架結(jié)構(gòu)優(yōu)化及結(jié)果驗(yàn)證

機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)是依據(jù)設(shè)備性能、承載能力、結(jié)構(gòu)重量或者產(chǎn)品成本等要求來確定有關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)，希望達(dá)到結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的最優(yōu)化目標(biāo)，廣泛應(yīng)用于機(jī)電產(chǎn)品、航空航天、航海等多個(gè)領(lǐng)域［3-4］。

根據(jù)前面的靜強(qiáng)度分析得知，星形支架的最大變形部位為錐輥下支承板及支臂架與液壓缸的連接處，由于它整體剛度及強(qiáng)度余量較大，總優(yōu)化目標(biāo)為：在滿足強(qiáng)度與剛度的前提下，盡可能減小星形支架結(jié)構(gòu)的板厚，以期達(dá)到結(jié)構(gòu)重量、整體的變形以及等效應(yīng)力三者之間的最優(yōu)化。對星形支架進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，將其支臂架板及襯板的厚度x1、中間支撐管厚度x2及錐輥支承座耳板壁厚x3作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的2個(gè)變量，優(yōu)化目標(biāo)為減輕星形支架的重量，根據(jù)使用工況，對其進(jìn)行優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型如下：

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，當(dāng)星形支架臂板以及襯板厚度取20 mm，中間支撐管厚度及錐輥支承板左右2個(gè)耳板厚度為原始值時(shí)，目標(biāo)函數(shù)為最小值并且各項(xiàng)參數(shù)指標(biāo)都在設(shè)計(jì)要求的范圍之內(nèi)，可視為最佳方案。這時(shí)，優(yōu)化之后的星形支架的總重量（Weight）僅為3740.8 kg，比原始重量5062.6 kg降低了26.11%，其最大變形量fmax也僅為0.16 mm，等效應(yīng)力最大值σmax僅為120.98 MPa，分布云圖如圖6、圖7所示。

圖6 優(yōu)化后的變形分布圖

圖7 優(yōu)化后的等效應(yīng)力分布圖

根據(jù)優(yōu)化后的星形支架的受力情況及變形情況，其最大應(yīng)力小于星形架的最大許用應(yīng)力150 MPa，最大變形量也在許用撓度范圍之內(nèi)，均可滿足星形支架的強(qiáng)度及剛度要求。

4 結(jié)論

1）利用ANSYS Workbench軟件對星形支架的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)部件進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析，計(jì)算出等效應(yīng)力和最大變形情況，根據(jù)分析結(jié)果，星形支架最大變形量為0.13971 mm，最大等效應(yīng)力為80.888 MPa，整體強(qiáng)度富余量較大，有必要對星形支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和改進(jìn)。

2）基于靜強(qiáng)度分析和星形架的數(shù)學(xué)優(yōu)化模型，對其進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使重量減少了26.11%，并對改進(jìn)之后的星形支架進(jìn)行強(qiáng)度分析及驗(yàn)證，其應(yīng)力及變形都在許可的范圍之內(nèi)。

3）通過對星形支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行分析及優(yōu)化，證明了有限元分析方法在機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)過程中的重要作用。

［1］ 彭光.常用破碎機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀及日常維護(hù)［J］.中國新技術(shù)新產(chǎn)品，2009（22）：149-150.

［2］ 劉鴻文.材料力學(xué)［M］.北京：高等教育出版社，2004.

［3］ 胡明振，彭會(huì)清，劉艷杰.基于COSMOS的永磁盤式強(qiáng)磁選機(jī)磁盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.礦山機(jī)械，2011（39）：92-95.

［4］ Hyder M J，Asif M.Optimization of location and size of opening in a pressure vessel cylinder using ANSYS［J］.Engineer Failure Analysis，2007（1）：1-19.