基于ANSYS 的某圓錐破碎機(jī)主要部件的靜力分析

尚思思，張園園，張巨偉

（遼寧石油化工大學(xué)，遼寧 撫順113001）

破碎機(jī)是一種將物料破碎到一定顆粒的重型設(shè)備，在冶金、礦山、化工、電力等工業(yè)部門廣泛應(yīng)用。在化工部門，破碎粉磨機(jī)械將原料破碎粉磨，增加物料的表面積，為縮短物料化學(xué)反應(yīng)的時間創(chuàng)造了有利條件。主軸、動錐及其襯板是某圓錐破碎機(jī)的關(guān)鍵部件，其設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇與確定直接影響圓錐破碎機(jī)的使用壽命和可靠性。同時，破碎機(jī)在正常的工作過程中，由于動錐襯板與物料直接接觸[1]，襯板的上載荷情況極為復(fù)雜，難于求解，一般的設(shè)計(jì)部門對其研究的較少或只停留在理論分析階段，因此本文將采用有限元法對三者進(jìn)行靜力學(xué)分析，較為準(zhǔn)確的計(jì)算出應(yīng)力分布情況，為該類圓錐破碎機(jī)主要部件的設(shè)計(jì)提供有價值的參考數(shù)據(jù)。

1 實(shí)體模型的建立

圓錐破碎機(jī)的主軸、動錐以及動錐襯板在工作過程中是相互接觸配合的，并且主軸和動錐的受力都是來源于動錐襯板破碎物料時受到的破碎力。因此，本文將通過動錐襯板受到的破碎力以及部件的相互作用力，來對各部件的受力情況進(jìn)行求解。

2 ANSYS 分析設(shè)定

2.1 定義單元屬性

結(jié)合被分析零件結(jié)構(gòu)和應(yīng)變特點(diǎn)，選用Solid45單元；選用的材料是各項(xiàng)同性的線彈性材料。

2.2 網(wǎng)格的劃分

本論文采用掃掠的方法生成網(wǎng)格[2,3]。首先將源面統(tǒng)一確定為各部件的左剖面，先將源面劃分成25×25 的四邊形網(wǎng)格，并對各個部件的圓角處進(jìn)行細(xì)化處理。在掃掠方向上統(tǒng)一設(shè)置的單元劃分?jǐn)?shù)量為35，對部件進(jìn)行掃掠劃分。

2.3 施加約束和載荷

2.3.1 施加約束

本文根據(jù)圓錐破碎機(jī)工作的實(shí)際情況，對主軸的兩端面進(jìn)行全位移約束，在動錐螺母和塑膠背墊的頂部表面施加Y 方向的位移約束，在各部件的剖分面的處施加對稱位移約束，并在切割環(huán)與動錐螺母和動錐襯板的接觸處施加全位移耦合約束。

2.3.2 載荷計(jì)算及施加

(1) 沿動錐襯板垂直方向上的單位破碎力。H.Sommer 認(rèn)為：垂直動錐襯板的表面上，任意截面的單位破碎力，與其對應(yīng)的偏心距 成正比，與破碎腔寬度 成反比[4]，由此可得垂直方向上單位破碎力：

將式(2)和式(3)帶入(1)中，可得出單位破碎力的表達(dá)式為：

(2) 沿動錐襯板圓周方向上的單位破碎力。動錐襯板的外形類似于圓錐形，它在實(shí)際工作過程中大約只有1/4 的圓周在進(jìn)行破碎，即只有-45°～45°的范圍為工作區(qū)，并且受力由工作區(qū)中間部位即0°處沿著圓周方向兩側(cè)遞減，一直到兩側(cè)的-45°和45°位置處破碎力已經(jīng)減小了非常多，幾乎為0 MPa，設(shè)單位破碎力沿圓周方向上遞減的曲線為拋物線。

（3) 作用在動錐襯板工作區(qū)的單位破碎力。根據(jù)式(1)和式(5)可求得動錐襯板工作區(qū)的單位破碎力為：

求解式(7)中的未知數(shù) ：本文將襯板由上至下分成 10 份（ 已知），由于動錐襯板的工作區(qū) 處（ 已知）的單位破碎力為0 MPa（ 已知），分別在每一段根據(jù)式(7)算出，帶回到(7)式中，即可求得單位破碎力函數(shù) 。由于單位破碎力是隨著 坐標(biāo)變化的函數(shù)，因此需要使用ANSYS 軟件的函數(shù)編輯器功能進(jìn)行加載[5]。

2.4 定義接觸

本文使用接觸向?qū)?chuàng)建所需的三對接觸。第一對接觸主軸表面作為接觸面，將與其接觸的動錐的內(nèi)表面和螺母的內(nèi)表面作為目標(biāo)面；第二對接觸將動錐的外表面作為接觸面，與其接觸的塑膠背墊和襯板的內(nèi)表面作為目標(biāo)面；第三對接觸將塑膠背墊的外表面作為接觸面，與其接觸的襯板內(nèi)表面作為目標(biāo)面[6]。

3 計(jì)算結(jié)果

3.1 主軸的計(jì)算結(jié)果及分析

由圖1 可知，主軸的最大等效應(yīng)力值為112.174 MPa，在主軸與動錐螺母接觸的圓角處，由于該處圓角的尺寸較小且單元網(wǎng)格的劃分無法足夠的精確，與實(shí)際模型相比會有一定的差距，因此產(chǎn)生了應(yīng)力集中。主軸中部與動錐相接處的位置上的應(yīng)力值也很大，呈兩條帶狀分布在剖分邊緣的附近，相比之下，主軸其它部位的應(yīng)力很小。由圖2 可知，主軸的最大位移出現(xiàn)在軸的中部，軸的兩端由于受到約束，幾乎沒有產(chǎn)生位移。

圖1 主軸的應(yīng)力分布云圖Fig.1 Spindle stress contours

圖2 主軸的位移分布云圖Fig.2 The displacement contours of spindle

3.2 動錐的計(jì)算結(jié)果及分析

由圖 3、4 可知，動錐的最大等效應(yīng)力值為118.482 MPa，在動錐內(nèi)壁和外壁間的圓角處，這是由于外壁受到了來自襯板的擠壓產(chǎn)生變形，于是在該處形成了應(yīng)力集中。

圖3 動錐的應(yīng)力分布云圖(a)Fig.3 The stress contours of moving cone(a)

圖4 動錐的應(yīng)力分布云圖(b)Fig.4 The stress contours of moving cone(b)

此外，動錐與主軸接觸的內(nèi)表面上的應(yīng)力值也很大，主要分布在動錐的上下邊緣附近，動錐外壁的邊緣處應(yīng)力則很小。由圖5、6 可知，動錐有兩處較大的位移，一處出現(xiàn)在動錐的外壁的邊緣處，另一處出現(xiàn)在動錐的內(nèi)壁下邊緣處。

圖5 動錐的位移分布云圖(a)Fig.5 The displacement contours of moving cone(a)

圖6 動錐的位移分布云圖(b)Fig.6 The displacement contours of moving cone(b)

3.3 動錐襯板的計(jì)算結(jié)果及分析

由圖7、8 可知，動錐襯板的最大等效應(yīng)力值為57.552 MPa，發(fā)生在動錐襯板的內(nèi)表面下邊緣處。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，非破碎區(qū)域的應(yīng)力則很小。

由圖9 可知，動錐襯板的最大位移出現(xiàn)在襯板下邊緣，主要是由于襯板的一側(cè)受到擠壓后產(chǎn)生彎曲而形成的。

圖7 動錐襯板應(yīng)力分布云圖(a)Fig.7 The stress contours of dynamic cone lining(a)

圖8 動錐襯板應(yīng)力分布云圖(b)Fig.8 The stress contours of dynamic cone lining(b)

圖9 動錐襯板的位移分布云圖Fig.9 The displacement contours of dynamic cone lining

4 結(jié) 論

關(guān)鍵部件非線性靜力有限元分析的結(jié)果表明：

(1)主軸的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在主軸與動錐螺母接觸的圓角處，為112.174 MPa，是由應(yīng)力集中引起的，主軸的最大位移出現(xiàn)在軸的中部。

(2)動錐的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在動錐內(nèi)壁和外壁間的圓角處，為118.482 MPa。動錐的最大位移一處出現(xiàn)在動錐外壁的邊緣，另一處出現(xiàn)在動錐內(nèi)壁下邊緣。

(3)動錐襯板的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在動錐襯板內(nèi)表面的下邊緣，為 57.552 MPa。最大位移出現(xiàn)在襯板下邊緣，主要是由于襯板的一側(cè)受到擠壓后產(chǎn)生彎曲而造成的。此外，在主軸中部靠近剖分邊緣的位置，在動錐內(nèi)表面的上下邊緣的附近，在動錐襯板外表面的下半部的應(yīng)力值也很大。

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