破碎機主軸有限元分析

唐 玫， 童 欣

（上海建設路橋機械設備有限公司，上海201404）

單段錘式破碎機是上海建設路橋機械設備有限公司生產的主要的破碎機機型，用于大型礦山的碎礦設備，具有破碎比大的特點。作為水泥廠主要的破碎設備，更適合雨量較大、料濕、含土較多的工作狀況，可將大塊原礦石一次破碎到符合入磨粒度；與傳統的兩段破碎系統相比，可節省一次性投資45%，車間設備質量減輕32.5%，礦石破碎成本降低約40%，操作簡單，維修方便，改善了工人的勞動強度；因此，在國內水泥行業的生料破碎中，單段錘式破碎機占到了近百分百的市場占有率。

圖1為錘破外形圖。轉子是破碎機的核心，由錘盤、端盤、錘頭、主軸、帶輪、軸承和軸承座等組成。其中，主軸采用優質合金材料，為適應破碎大塊礦石和傳遞大扭矩的需要，通常采用方形斷向，可承受很大的沖擊載荷，并滿足跨距的要求。轉子的一側為帶輪，錘頭是全回轉型的，遇到大塊礦石時，能夠完全退回到錘盤之中。

圖1 單段錘破外形圖

1 主軸建模

1.1 主軸參數

主軸結構如圖2所示，主軸結構、材料參數如下：主軸總長為4 440mm；A段和C段安裝軸承段，長度分別為278mm和362mm，直徑φ340mm；B段安裝錘盤段，B段為方形截面，長2 470mm；D段安裝皮帶輪，軸與皮帶輪通過漲緊套連接，長650mm。

圖2 結構示意圖

計算中對一些小的特征，如倒角和鍵槽等適當做了簡化處理：主軸彈性模量為206GPa；泊松比為0.3；屈服強度為835MPa。

1.2 主軸約束與邊界條件

主軸工作過程中所受約束如圖3所示。

（1）位移約束

A段：X＝0，Y＝0，Z＝0，可自由轉動；

D段：同A段。

（2）力約束

A段載荷相當于主軸自重的1／2，為23 990N，方向向下。

B段載荷：轉子架和板錘重力為359kN，方向向下；轉矩T待求；

C段載荷：同A段。

D段載荷：轉矩T待求；皮帶預緊力F待求；漲緊套正壓力為150MPa，圓周均布；皮帶輪自重為71kN，方向向下。

現求轉矩T和皮帶預緊力F。由傳動理論可知［1］，分離點的張力為F0，則

有效窄V帶初張緊力為

式中，Kα＝1.6為皮帶在滾筒上的圍包角修正系數；設計功率Pd＝KAP，其中，KA＝1.6為載荷工況系數；P為傳遞的功率；z為窄V帶根數，計算得z＝20根；v為轉子線速度，m／s；m為V帶單位長度質量，kg／m；?1為帶小輪包角。

電動機產生的轉矩為

式中：Pd＝900kW；N＝1kr／min為電動機轉速。

由式（1）～（3）計算得

皮帶預緊力Frmax＝1.5F0＝474.3kN

圖3 加約束和載荷的主軸

2 計算結果及分析

主軸的有限元分析采用 MSC.Patran，MSC.Nastran［2－3］分析程序，圖4為仿真得到的主軸 Von Mises應力云紋圖。由圖可見，主軸上的最大應力位于D段軸肩處，最大壓應力為230MPa，最大拉應力為209MPa。該處應力主要由皮帶的預緊力及轉矩引起，幾乎不受巖石沖擊力的影響。主軸材料的屈服極限為835MPa，故安全系數為3.630。圖5為D段軸肩處的局部放大圖。

圖6為主軸應變云紋圖。可以看出，主軸的最大變形為0.622mm，發生在軸的端部，此處的應變主要是由于皮帶拉緊力引起的。軸中心處也產生了明顯的變形，變形量為0.141mm，主要是由沖擊力所形成。

圖4 主軸Von Mises應力分布圖

圖5 軸肩處局部應力分布放大圖

圖6 主軸變形分布圖

3 軸的優化計算

從上述計算結果可看出，軸的設計安全系數較大，為進一步節省成本，本文對原設計軸進行了結構優化及計算，優化分二步進行。

（1）對原方形軸改為圓軸進行計算。改動原則是軸的截面積不變。經計算最大應力仍在D段，計算值仍為230MPa，最大拉應力為209MPa，最大變形值也無變化。

（2）在此基礎上，減小軸直徑。計算后可知，在一定范圍內直徑的減小對主軸的最大主應力及最大變形并無明顯影響。圖7為減小直徑后應力軸的應力及變形云圖，圖8為軸變形云圖。

圖7 主軸Von Mises應力云紋圖

圖8 主軸變形圖

為了對多個巖石同時碰撞主軸時的應力、應變情況進行研究，分別在主軸上施加單倍、雙倍巖石沖擊力進行了仿真，仿真結果如表1所示。

表1 2種受力狀態下主軸應力、應變仿真結果

由表1可以看出，當板錘受到2個巖石的沖擊力時，主軸上D段的應力分布與單個巖石沖擊及未受沖擊時基本相同。受到沖擊后，最大應力位于C段軸肩處，分別為333MPa和620MPa。此時，A段的軸肩處應力分布也有明顯增大，最大應力為414MPa（見圖9），圖9為受到沖擊時A段應力分布云圖。由于實際設計時，錘頭為可回轉型，遇到大塊礦石不能一擊而碎時，它能完全退避到錘盤之中；因此，實際沖擊力并沒有直接作用于主軸，而是受到了緩沖。

圖9 A段受到極限沖擊力時應力分布圖

以上有限元分析結果是在比較惡劣的工況下得出的，即全部用峰值沖擊力。在實際工作狀態下，石塊在如此大的撞擊力作用下已經破碎，沖擊力會很快減小；因此，認為在實際的工作狀態下主軸的強度是滿足要求的。針對多數情況下最大應力出現在裝有皮帶輪的軸肩處，可以考慮采用增加D段的直徑、加大軸肩處倒角、減小直徑、集中應力等措施來降低最大應力值，從而提高安全系數。

表2列出了方軸改成圓軸后相關轉子部件加工工藝的變化情況，其中，方軸時，主軸質量為4 788kg；改為圓軸后，主軸質量為4 588kg，總計主軸質量可減少215kg，總加工工時可減少約398h。

表2 方軸改圓軸后相關轉子部件加工工藝變化情況表

4 結 語

本文應用有限元分析技術，對單段錘式破碎機的關鍵零件——主軸進行了計算，可以得出如下結論：

（1）方軸改成圓軸時，在軸截面相當的情況下，可滿足主軸的強度及剛度要求，同時可以簡化加工工藝；

（2）對主軸可適當減小軸的直徑，達到進一步節約成本的目的，但需考慮轉子部件的綜合成本；

（3）優化軸的直徑時，關鍵部位是位于D段的軸肩處，需注意滿足設計要求。

［1］成大年.GB／T 13575.1－1992機械設計手冊 第3卷［M］.5版.北京：化學工業出版社，2008.

［2］MSC公司.MSC.PATRAN用戶手冊［R］.美國：MSC公司，2008.

［3］張永昌.MSC.NASTRAN有限元分析理論基礎與應用［M］.北京：科學出版社，2004.