1圓錐式破碎機的受力分析

　　動錐及偏心軸套的受力。

　　2有限元模型的建立

　　根據主軸、動錐、偏心軸套的結構以及受力情況 ，建立其有限元模型。

　　（1） 主軸的下端固定在機座的軸孔當中 ，由于機座（下架體） 的剛性較大 ，主軸的下端可簡化為固定端 ，各向位移均被約束。 在計算過程中 ，將主軸劃分為 1 440 個單元 ，1 299 個節(jié)點。 劃分過程中 ，考慮到主軸過渡圓角處可能有較大的應力集中 ，故在分析中對此處采取單元細劃。

　　偏心軸套與固定主軸為間隙配合 ，當破碎機處于破碎狀態(tài)時 ，以其厚邊壓向主軸 ，因此主軸限制了偏心軸套厚邊的徑向位移 ，而軸向并無約束 ，可在偏心軸套內孔厚邊加半圓周的徑向約束。 偏心軸套下端通過滑動軸承支撐于機座上 ，且由螺栓與大圓錐齒輪把緊 ，可在偏心軸套下端加軸向約束。 又因為偏心軸套是由錐齒輪帶動旋轉的 ，因此應在下端加Y軸的轉動約束，限制其轉動。

歡迎光臨環(huán)球破碎機網　　在計算過程中，將偏心軸套劃分 1 607 個單元，490 個節(jié)點，當破碎機處于破碎狀態(tài)時，其下襯套孔壓向偏心軸套厚邊，因此偏心軸套限制了動錐與厚邊接觸處的徑向位移，而軸向并無約束，可在動錐下襯套孔內與偏心軸套厚邊接觸處加半圓周的徑向約束；又因為動錐是由偏心軸套帶動而做旋擺運動，在動錐的下襯套孔處可加Y軸的轉動約束，限制動錐的轉動。動錐的上部是支撐于固定主軸上端的球面軸承中，因此限制了其軸向的位移，可在動錐的上部平臺部分加上軸向約束。在計算過程中，將動錐劃分為 3 720 個單元，4 224 個節(jié)點，其模型。

　　3外載荷特點及計算

　　破碎力是一個用來描述破碎機破碎礦石能力的近似概念。在破碎過程中，破碎力的大小由于受礦石的物理、機械性質、塊度、破碎方法以及礦石在破碎腔中的分布狀態(tài)等因素的影響，很難用理論公式來計算。普通式圓錐式破碎機通常是根據彈簧的壓力來計算破碎力，本文討論的某型圓錐式破碎機，壓力由液壓缸產生，采用液壓缸的壓力來計算動錐上的破碎力?！」ぷ髦校^鐵時的破碎力P max最大，計算中將其作為受力分析的危險工況ΔP為壓強變量； S為液壓缸活塞面積； n為液壓缸數量； p為工作壓； G為定錐總重量； f為摩擦系數； R為固定錐中心線到凸緣邊點的距離； l P′為P max作用線到凸緣邊點的距離； l F為礦石與襯板摩擦力作用線到凸緣邊點的距離。

　　4有限元分析

　　411 材料的物理參數

　　某破碎機主要部件材料的物理參數。

　　412 有限元計算結果分析

　　應用 ANSYS 軟件系統(tǒng)對所建立的數學模型進行分析計算，得出了計算結果，位移值和應力值以及相應的位移分布圖、應力分布圖。

　　根據計算結果，本文對各計算部件的應力分布進行了全面綜合分析，并應用有關強度理論對各計算部件的應力較高部位進行了強度核算，進而對各部件的危險點加以明確。主軸。這個圖形可以清楚地表達出主軸的應力分布情況?？梢钥吹?，主軸的過渡圓角處產生了較高的應力分布，即出現了應力集中；在力作用位置出現了應力峰值。

　　這是由于集中載荷的作用而產生的，其他部位的應力水平相比之下較低。因此，可把力作用位置視為主軸的第一危險點，該點的等效應力值為 3411421 MPa。在力作用一側，主軸過渡圓角處受拉應力，對稱部位則受壓應力作用，兩處等效應力絕對值同為 1041190 MPa。在機器設計中，對塑性材料通常采用最大剪應力理論計算。

　　最大剪應力理論認為，當一復雜應力系統(tǒng)的最大剪應力等于臨界值時就發(fā)生破壞。

　　由這一理論確定的材料發(fā)生流動破壞的條件，σs為材料的屈服極限。這個圖形可以清楚地表達出動錐的應力分布情況，可以看到，動錐在載荷作用位置處產生了較高的應力分布，其他部位的應力水平相對較低。

　　因此，可把載荷作用位置視為動錐的危險點，該處的等效應力絕對值為 811375 MPa。

　　采用最大剪應力理論對其進行強度校核，σs = 275 MPa，其安全系數。

　　由于動錐表面覆蓋著強度較高的襯板，該安全系數值的選取對于動錐來說可以滿足要求。

　?。?）可以清楚地表達出偏心軸套的應力分布情況。

　　偏心軸套在載荷作用位置處產生了較高的應力分布，其他部位的應力水平相對較低。因此可把載荷作用位置視為偏心軸套的危險點，該處的等效應力絕對值為 481598 MPa。采用最大剪應力理論對其進行強度校核，σs = 275 MPa，其安全系數為n 3 =σs /σmax3≈ 5166可見，偏心軸套的強度是足夠的。

　　5結語

　　在計算過程中，對破碎力進行了簡化，將其作為集中力處理，并選取過鐵狀態(tài)作為受力分析的工況，該計算處理可滿足工程實際的需要。由于計算過程中將均布載荷簡化為集中載荷，且計算選取了力作用點處的應力值，因此，該計算偏于安全。根據圓錐式破碎機的具體測繪及其實際破碎狀態(tài)建立的各部分結構有限元模型是切合實際的。在以上處理的基礎上，在東北大學軋制技術及連軋自動化國家重點實驗室的工作站，應用 ANSYS軟件進行了計算，得出了較為理想的結果。經結果分析可知，本文討論的圓錐式破碎機的主軸、動錐及偏心軸套的強度均有一定的裕量。