張　周， 陳水勝， 沈　琛， 張夢莎

(1 湖北工業(yè)大學機械工程學院， 湖北 武漢 430068；2 武漢鐵路職業(yè)技術(shù)學院機車車輛學院，湖北 武漢 430205；3 湖北鐵道運輸職業(yè)學院， 湖北 武漢 430064

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圓錐破碎機動錐襯板的有限元分析

張周1， 陳水勝1， 沈琛2， 張夢莎3

(1 湖北工業(yè)大學機械工程學院， 湖北 武漢 430068；2 武漢鐵路職業(yè)技術(shù)學院機車車輛學院，湖北 武漢 430205；3 湖北鐵道運輸職業(yè)學院， 湖北 武漢 430064

利用圓錐破碎機分層破碎的原理，將動錐襯板進行分層，分析各層的受力情況。將建立好的襯板三維模型導入到ANSYS Workbench中，分析襯板的靜力學和動力學特性，從而了解襯板在工作狀態(tài)中的應(yīng)力應(yīng)變及振動情況，為襯板的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)。

圓錐破碎機； 分層破碎原理； ANSYS Workbench； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

圓錐破碎機是一種廣泛應(yīng)用于冶金、建筑、化工等行業(yè)的重型機械設(shè)備。動錐襯板是該設(shè)備上的重要部件，也是易損零件。本文將動錐襯板進行分層，分析襯板各個破碎層的受力，以便模擬出襯板在工作狀態(tài)下真實的受力情況，通過對動錐襯板的靜力學和模態(tài)分析，為后面動錐襯板的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1　圓錐破碎機動錐襯板受力分析

在正常工作狀態(tài)下，圓錐破碎機破碎力的大小會受到礦石的物理化學性質(zhì)、硬度、機械性質(zhì)、破碎方法以及礦石在破碎腔中的分布狀態(tài)等諸多因素影響[1]，如果用理論公式來計算破碎力是很困難的，所以采用通過破碎機正常工作時液壓缸所產(chǎn)生的壓力來計算破碎力，即破碎力[2-3]

(1)

式中：D是液壓缸的柱塞直徑；P是正常破碎礦石時液壓缸的所受工作壓力；N為液壓缸的個數(shù)；α為動錐的錐底角；γ為圓錐破碎機的進動角。將參數(shù)帶入到式(1)中，算出圓錐破碎機的總破碎力F=2.5×106N。

圓錐破碎機破碎腔中，單位破碎力與破碎腔寬度成正比，而與動錐的擺動行程成反比，公式如下[4]：

(2)

式中：dn為各截面所對應(yīng)的破碎腔寬度，mm；en為各截面所對應(yīng)的偏心距，mm；k為系數(shù)，大小為常數(shù)。

將破碎腔分成13層(圖1)，每一層所對應(yīng)的破碎腔寬度和動錐擺動行程見表2。

圖 1　破碎腔分層圖

表1　襯板各截面數(shù)據(jù)　mm

根據(jù)式(2)可以求出各個截面所對應(yīng)的單位破碎力Pn，破碎機的總破碎力等于各個破碎層單位破碎力相加的和，而fi為各個破碎層截面所分布的破碎力，計算方法為各截面所占破碎力的比與總破碎力的乘積，即

(3)

根據(jù)該公式可以得到各截面數(shù)分布的破碎力值，其值如表2。

表2　襯板各截面的力　N

2　動錐襯板的靜力學分析

2.1動錐襯板有限元模型的建立

利用三維建模軟件SOLIDWORKS建立襯板的立體模型，然后將建立好的襯板模型導入到Workbench中(圖2)。采用六面體單元，將模型劃分為5 735個有限單元，共有31 880個節(jié)點。將襯板內(nèi)表面施加全約束，載荷的施加為節(jié)點力，力的大小如表2所示。

圖 2　襯板的三維模型

2.2結(jié)果分析

襯板求解后的應(yīng)力云圖見圖3，位移分布云圖見圖4。

圖 3　應(yīng)力云圖

圖 4　位移分布云圖

從動錐襯板應(yīng)力云圖可知，動錐襯板的最大等效應(yīng)力值為619.09 MPa，發(fā)生在動錐襯板外表面的邊緣處，且襯板的最大等效應(yīng)力值小于襯板材料的許用應(yīng)力值625 MPa，此外動錐襯板與礦石直接接觸的外表面應(yīng)力值也很大，主要分布在襯板破碎區(qū)域的下邊緣附近，越靠近排料口處襯板所受到的應(yīng)力越大，非破碎區(qū)域的應(yīng)力值則很小。

由動錐襯板的位移分布云圖可知，動錐襯板的最大位移值為0.509 mm，發(fā)生在襯板下邊緣，主要是由于襯板的一側(cè)受到擠壓后產(chǎn)生彎曲形成的，非破碎區(qū)域的位移變化很小。

3　動錐襯板的模態(tài)分析

由于圓錐破碎機在工作過程中有劇烈的振動，所以要對襯板進行模態(tài)分析，而低階振型對結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性起決定性作用，高階振型作用較小[5]，通過模態(tài)分析來避免因為共振而引起的機械零件的損壞。圓錐破碎機的偏心套的轉(zhuǎn)速為330 r/min，所以固有頻率為f=5.5 Hz。將襯板與動錐相結(jié)合的面施加全約束，提取前六階模態(tài)。振型圖見圖5。

(a)一階振型

(b)二階振型

(c)三階振型

(d)四階振型

(e)五階振型

(f)六階振型圖 5　動錐襯板振型

表4　襯板的振型描述

由表4可知，襯板振動時的固有頻率大于5.5 Hz的圓錐破碎機工作頻率，所以襯板不會發(fā)生共振。襯板的第一階振型頻率和第二階振型頻率比較接近，第三階振型頻率和第四階振型頻率也比較接近，第五階振型頻率和第六階振型頻率也接近，都可視為重根。襯板的振動主要是襯板底部的內(nèi)外振動，因此，振動的危險點主要集中在襯板的中下部分，且隨著振型階數(shù)的增高，危險點的數(shù)量也遞增，襯板的中部到底部之間振動劇烈。

[1]董鋼, 范秀敏, 張曦,等. 基于層壓破碎理論的圓錐破碎機破碎力分析及運動學研究[J]. 機械工程學報, 2010, 46(17):159-164.

[2]尚思思, 張園園, 張巨偉. 基于ANSYS的某圓錐破碎機主要部件的靜力分析[J]. 當代化工, 2013(3):336-338.

[3]閔希春. H8800圓錐破碎機關(guān)鍵部件的有限元分析[D]. 沈陽：東北大學, 2011.

[4]王偉. 圓錐破碎機耐磨腔型優(yōu)化設(shè)計[D]. 沈陽：遼寧科技大學, 2012.

[5]李厚旭. 圓錐破碎機動力學研究[D]. 秦皇島：燕山大學, 2014.

[責任編校： 張眾]

The Finite Element Analysis of Lining Board ofthe Cone Broken Mobile Cone

ZHANG Zhou1，CHEN Shuisheng1，SHEN Chen2，ZHANG Mengsha3

(1SchoolofMechanicalEngineering,HubeiUniversityofTechnology,Wuhan430068,China;2DepartmentofLocomotiveandVehicleEngineering,WuhanRailwayVocationalCollegeofTechnology,Wuhan430205China;3HubeiVocationalCollegeofEailwayTransportation,Wuhan430064,China)

Using the hierarchical crushing principle of cone crusher, this paper will layer the dynamic cone plate and analyze the stress distribution of each layer. The established 3D model will be imported into ANSYS Workbench in order to analyze the statics and dynamics properties of liner. The results will be helpful for understanding the lining in the working state of stress and strain and vibration situation, and for providing theoretical basis for the structure optimization of lining the board .

cone crusher; hierarchical crushing principle; ANSYS Workbench; structure optimization

2016-03-02

張周(1989-)， 男， 湖北武漢人，湖北工業(yè)大學碩士研究生，研究方向為機械設(shè)計理論

1003-4684(2016)04-0024-03

TD451

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