李耀華

（晉能控股煤業(yè)有限公司水泥廠，山西 大同 037003）

引言

破碎機為礦山、電力、冶金等行業(yè)使用的機械設備，其在實際應用中發(fā)揮著重要意義。在最初期，我國破碎機主要是參照國外先進破碎機仿造所得，由于關鍵技術、材料以及制造工序等不掌握，導致所制造的破碎機雖然能夠勉強適應實際生產(chǎn)的需求，但是其與國外破碎機相比仍然存在一定的差距，具體在實際生產(chǎn)中表現(xiàn)為生產(chǎn)效率不高、振動嚴重、破碎效率低以及噪聲大等問題[1]。導致上述問題的主要原因為破碎機關鍵零部件發(fā)生共振或者強度不滿足要求。因此本文重點對水泥廠破碎機關鍵零部件進行研究，并針對其強度不足的問題提出優(yōu)化措施。

1 破碎機基本結(jié)構概述

本文所研究具體破碎機的類型為液壓圓錐破碎機，該型破碎機除了應用水泥行業(yè)外，還在礦山、冶金等領域也被廣泛應用。液壓圓錐破碎機的基本結(jié)構如圖1 所示。

圖1 液壓圓錐破碎機基本結(jié)構

如圖1 所示，待破碎的物料通過進料口進入破碎區(qū)域，并最終進入破碎腔內(nèi)；在偏心套、定錐裝配體、動錐裝配體的作用下對物料進行擠壓，從而實現(xiàn)了對物料的破碎。經(jīng)破碎后的物料通過排料口排出。該型破碎機的核心為液壓系統(tǒng)，其發(fā)揮控制和保護功能。在實際生產(chǎn)中，當破碎機發(fā)生特別大振動和噪聲時，需立即停機對設備進行檢修[2]。液壓圓錐破碎機相較于其他類型破碎機的主要優(yōu)勢如下：

1）液壓圓錐破碎機主軸采用上軸和下軸兩段的結(jié)構設計，該種設計方式在很大程度上提高了主軸的剛度，而且還使破碎機的整體結(jié)構得到了簡化。

2）將傳統(tǒng)破碎機的滑動式軸承替換為圓柱滾子軸承，該型軸承不僅成本低、強度高、工作效率高，而且還具有優(yōu)越的散熱功能；同時，采用非接觸式的密封結(jié)構可對液壓系統(tǒng)的純凈性進行保證。

3）該型破碎機設計的T 型軸可有效解決傳統(tǒng)破碎機的飛車問題。

2 定錐襯板的模態(tài)分析

定錐襯板是液壓圓錐破碎機的關鍵部件，通過實踐表明，當定錐襯板振動嚴重時會導致破碎機整機出現(xiàn)更為嚴重的振動情況，從而發(fā)出很大的噪聲。因此，本節(jié)將通過對當前結(jié)構形式的定錐襯板進行模態(tài)分析，得出該結(jié)構件的固有頻率[3]。

2.1 模態(tài)分析模型的構建及設置

根據(jù)本文所研究液壓圓錐破碎機中定錐襯板的結(jié)構參數(shù)基于UG 建立三維模型，并將三維模型導入ANSYS 有限元分析軟件中完成接觸定義、特征網(wǎng)格劃分、添加約束并施加載荷?；贏NSYS 所構建的仿真模型如圖2 所示。

圖2 仿真模型

液壓圓錐在實際工作中定錐襯板在表面上未發(fā)生移動，因此，僅在如圖2 所示的模型中添加Fix support 約束。結(jié)合液壓圓錐破碎機的工作參數(shù)，設定與定錐襯板相配合的動錐襯板的轉(zhuǎn)速為330 r/min，破碎機整機的運行頻率為5.5 Hz。

2.2 定錐襯板模態(tài)仿真結(jié)果分析

本次仿真僅對定錐襯板前六階的模態(tài)進行分析。本文僅對每階模態(tài)分析的結(jié)構進行分析。經(jīng)分析，所得定錐襯板模態(tài)仿真分析結(jié)果如下：

1）定錐襯板在第一階的固有頻率為391.36 Hz，此時定錐襯板沿著Z 軸呈現(xiàn)內(nèi)外翻轉(zhuǎn)的運動狀態(tài)，且對應的最大變形量為1.59 mm。

2）定錐襯板在第二階的固有頻率為391.51 Hz，此時定錐襯板沿著X 軸呈現(xiàn)內(nèi)外翻轉(zhuǎn)的運動狀態(tài)，且對應的最大變形量為1.591 2 mm。

3）定錐襯板在第三階的固有頻率為409.021 Hz，此時定錐襯板沿著X 軸發(fā)生變形，且對應的最大變形量為1.449 5 mm。

4）定錐襯板在第四階的固有頻率為490.11 Hz，此時定錐襯板沿著Z 軸發(fā)生變形，且對應的最大變形量為1.422 7 mm。

5）定錐襯板在第五階的固有頻率為498.21 Hz，此時定錐襯板沿著X 軸、Z 軸呈現(xiàn)內(nèi)外翻轉(zhuǎn)的運動狀態(tài)，且對應的最大變形量為1.696 6 mm。

6）定錐襯板在第六階的固有頻率為498.3 Hz，此時定錐襯板沿著X 軸、Z 軸呈現(xiàn)內(nèi)外翻轉(zhuǎn)的運動狀態(tài)，且對應的最大變形量為1.694 9 mm。

綜上，定錐襯板在六階的模態(tài)分析中得其固有頻率與破碎機整機的運行頻率相差較大，即不存在由定錐襯板振動而導致共振現(xiàn)象的發(fā)生且也不存在共振變形的問題[4]。由此說明破碎機可正常運行。

3 定錐襯板疲勞分析及結(jié)構優(yōu)化

基于上述所構建的有限元仿真模型，對定錐襯板的疲勞壽命進行仿真分析，并具體得出定錐襯板的壽命云圖和安全系數(shù)云圖。根據(jù)仿真結(jié)果針對性地對定錐襯板進行強化分析。

3.1 定錐襯板疲勞分析結(jié)果

根據(jù)所構建的有限元仿真模型，得出的壽命云圖和安全系數(shù)云圖仿真結(jié)果，如圖3 所示。

如圖3-1 所示，定錐襯板最薄弱的位置位于破碎區(qū)域的下部分，且對應的壽命為1 680 900 轉(zhuǎn)；該位置在動載荷沖擊的作用下容易發(fā)生磨損和損壞的情況。如圖3-2 所示，定錐襯板發(fā)生疲勞失效的主要位置位于破碎區(qū)域的內(nèi)壁且位于破碎區(qū)域上部分的拐角位置，在此處存在應力集中的現(xiàn)象[5]?？偟膩碇v，定錐襯板的安全系數(shù)最小為3.5，在正常工作狀態(tài)下該定錐襯板可以滿足實際生產(chǎn)要求。

圖3 定錐襯板疲勞仿真結(jié)果

但是，由于定錐襯板在實際應用中存在應力集中的區(qū)域，該區(qū)域始終為破碎機安全、穩(wěn)定運行的隱患。

3.2 定錐襯板的結(jié)構優(yōu)化

為解決定錐襯板應力集中的問題，簡單地更換定錐襯板的材料不僅改造成本高而且工期較長。因此，結(jié)合上述仿真結(jié)果在定錐襯板新增6 個加強筋保證整體安全性。對改造后定錐襯板的應力云圖仿真結(jié)果如圖4 所示。

圖4 改造后定錐襯板的應力云圖

如圖4 所示，對原定錐襯板增加6 個加強筋后，定錐襯板并未出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象，也消除了定錐襯板運行的安全隱患。

4 結(jié)語

破碎機為水泥、礦山、冶金行業(yè)中應用廣泛的設備，其在很大程度上提升了現(xiàn)場的生產(chǎn)效率。但是，我國破碎機在實際應用中出現(xiàn)噪聲大、振動嚴重以及關鍵零部件強度不夠的問題。為此，本文重點對圓錐液壓破碎機的定錐襯板進行模態(tài)和疲勞分析，并得出如下結(jié)論：

1）定錐襯板在六階的模態(tài)分析中得其固有頻率與破碎機整機的運行頻率相差較大，說明該型破碎機在實際工作不會出現(xiàn)嚴重的振動情況，從而振動產(chǎn)生的噪聲也小。

2）雖然定錐襯板的安全系數(shù)和壽命系數(shù)均滿足實際應用要求，但是存在應力集中的現(xiàn)象，存在一定的安全隱患。對定錐襯板加裝6 個加強筋后明顯消除了應力集中現(xiàn)象。