大型彈簧圓錐破碎機主軸有限元分析

2012-07-05 03:37:32詹玉龍

淮陰工學院學報 2012年1期

詹玉龍

(江蘇鵬勝重工有限公司，江蘇盱眙 223005)

0 引言

破碎機廣泛應用于金屬和非金屬加工等行業，承擔對脆性散體物料的中細碎工作。隨著當代經濟的迅速發展以及能源的日益緊缺，對圓錐破碎機提出了優質、高產、低成本、低消耗的更高要求，大型圓錐破碎機的大量生產和應用迫在眉睫。本文以國產PYB 1750圓錐破碎機主軸為研究對象，基于ANSYS軟件的分析環境，對主軸進行了強度和剛度分析，從而為圓錐破碎機的結構設計提供理論依據。

利用ANSYS軟件對主軸進行應力分析的流程如圖1所示。

圖1 利用ANSYS對主軸進行有限元分析流程圖

1 主軸有限元模型的建立

主軸的材料為35SiMn2MoV，彈性模量為E=206GPa，泊松比為 μ =0.3，密度為 ρ =7.9 ×103kg/m3，屈服極限σs=835MPa。該主軸的幾何尺寸如圖2所示。

圖2 主軸設計圖

在PRO/E中建立的實體模型導入后如圖3所示，倒角和圓角等特征已經簡化。

圖3 主軸的實體簡化模型

圖4 主軸的網格劃分結果

主軸結構分析選用中間節點四面體單元10node 187。采用自動劃分MeshTool方式進行網格劃分。網格生成后主軸的有限元模型如圖4所示。

2 主軸約束及載荷的施加

PYB1750圓錐破碎機的工作原理如圖5所示。工作機構由破碎錐和固定錐組成。其動錐固定在主軸上，主軸置于水平軸上的偏心套筒內。工作時，電動機帶動皮帶輪或聯軸器旋轉，從而通過水平軸、偏心套、懸掛豎軸迫使動錐沿著定錐內表面作旋擺運動。在動錐靠攏定錐的區段，物料受到動錐的擠壓、撞擊和彎曲作用而破碎，形成破碎腔;在動錐偏離定錐的地方，已被破碎的物料在自重作用下從錐底卸出。破碎機通過連續性的工作實現對石料的持續破碎。

圖5 彈簧式圓錐破碎機工作原理圖

在工作時，主軸中部直徑最大處與破碎機動錐過盈配合，圓錐體部與偏心軸套部分間隙配合，所以主軸可以看成一個懸臂梁，錐部受偏心軸套所傳遞力的簡支部件，中部固定，故主軸的約束為中部完全約束。

破碎機工作時，由于制造、安裝、檢修等原因，常會出現主軸壓在錐襯套下口的情況，本文就按主軸處于最不利的這種情況，作為主軸受力狀態。主軸受力分析如圖6所示，則R a=P c o s42°=2.23MPa。

圖6 主軸受力分析

圖7 主軸加載

所以，在主軸圓錐部半個圓錐面上施加2.23MPa的載荷，結果如圖7所示。

取彎扭疲勞安全系數Nsp=2，則最大許用應力為:［σ］= σs/Nsp=835/2=417.5MPa。

3 主軸的Static靜力分析結果

(1)位移分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下總體及X、Y、Z三個方向上的節點位移圖，如下圖8、9、10、11 所示。

圖8 主軸整體總位移云圖

圖9 主軸X方向位移云圖

圖10 主軸Y方向位移云圖

圖11 主軸Z方向位移云圖

從主軸結構的總位移云圖可以看出，整機在中部完全固定時，整個軸的位移從右到左有增大趨勢，最小位移發生于中部固定處，完全沒有位移，位移量為0，而最大位移發生于錐面底部端面，位移量為1.414 mm。這一現象是與主軸中部完全約束導致結構為懸臂梁這一特點相吻合的。主軸在X、Y、Z三個方向上位移量差值分別為0.217 mm、0.011 mm、0.003 mm，該位移量表明在破碎物料時，結構在三個方向的位移差距較大，在三個方向剛度分布不均勻，尤其是X方向較薄弱，應通過結構改進來提高剛度，見表1。

表1 主軸位移表

(2)應力分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下的應力圖，如圖12、13、14、15四幅圖所示。

圖12 主軸應力等效云圖

圖13 主軸第1主應力圖

圖14 主軸第2主應力圖

圖15 主軸第3主應力圖

從主軸的應力分布云圖(圖12)可以看出，主軸的最大應力為137.092MPa，最小應力為0.186×10－8Pa，紅色區域最大和藍色區域最小應力相差懸殊，等效應力下降梯度過大，表明紅色區域應力集中較明顯，易于發生疲勞破壞。等效應力最大值位于錐面與中部連接處附近，靠近不同直徑的交界面，應力集中較大，而此處也是主軸與錐體球面配合處，所以，該項分析結果符合實際情況，此處為危險截面。該處的應力值仍低于材料的強度極限390MPa，所以主軸從應力分析角度看，能滿足強度要求，見表2。

表2 主軸應力表

從第1主應力云圖(圖13)，可以看出最大主應力也是發生在錐面與中部連接處附近，靠近不同直徑的交接面，應力集中較大，而此處也是主軸與錐體球面配合處，所以，該項分析結果與實際情況相符，大小為148.558MPa，小于許用應力值417.5MPa。第3主應力云圖(圖15)，其最小值為－151.533MPa，根據材料力學里最大切應力與三向應力之間的關系:

據了解，在生產破碎現場，斷軸事故常有發生，主要是因為工作條件惡劣，受很大的沖擊載荷，以及由于主軸和錐體配合安裝不當，產生很大的應力集中，使用不當等原因造成的。為了盡量減少應力集中，應適度加大此處的圓角過渡，在條件允許的情況下，可以在錐體球面與主軸配合部位兩側增加卸載槽。

(3)主軸變形的分析結果

通過ANSYS軟件的分析計算，得到了主軸在上述載荷作用下的變形圖，并且可以通過選擇def+undeformed來分別觀察主軸受力后的變形情況和未受力時的形狀，如圖16所示。

圖16 主軸變形前后對比

根據主軸變形前后情況的對比可知，主軸有較明顯的變形。主軸變形的形式是錐部向一側彎曲，這也符合主軸作為懸臂梁的受力變形情況，見表3。

工作時主軸繞固定軸線做偏心轉動，通過改變圓錐破碎壁和破碎腔的空間大小來達到碾碎物料的作用，主軸上連接圓錐軀體和圓錐破碎壁，它們之間不通過鍵連接，圓錐軀體和圓錐破碎壁根主軸之間的運動關系是隨動的，它們和主軸的運動方向并不一致。由此可以推斷，主軸是破碎機工作時的主要受力元件，所以主軸失效的事故常有發生。