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0、引言
    輪式破碎機(jī)與轉(zhuǎn)載機(jī)配套，用于煤礦井下巷道內(nèi)破碎大塊原煤。破碎機(jī)錘軸由皮帶輪、錐套、軸、錘體、軸承、軸承座和錘頭等組成。電機(jī)的輸出由窄V帶傳動傳給錘軸，帶動錘體旋轉(zhuǎn)，破碎塊煤。錘軸要承受強(qiáng)烈的摩擦磨損、沖擊載荷和交變應(yīng)力的作用，靜、動態(tài)特性要求高。
    本文以PLM1800型破碎機(jī)錘軸為研究對象，利用Pro/E軟件建立了錘軸的三維幾何模型，模型簡化后導(dǎo)入ADAMS建立錘軸的動力學(xué)模型，對其進(jìn)行動力學(xué)仿真分析。并在ANSYS環(huán)境下對輪式破碎機(jī)錘軸進(jìn)行靜力學(xué)和動力學(xué)分析，找到其優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。并通過有限元仿真，對提高錘軸的工作壽命和輪式破碎機(jī)的分析、設(shè)計(jì)提供依據(jù)。
1、動力學(xué)分析
1.1幾何建模
    利用Pro/E建立破碎機(jī)錘軸組成零件的三維模型，然后根據(jù)零件的裝配關(guān)系建立錘軸總裝配圖，見圖1。
    對錘軸進(jìn)行動力學(xué)分析前需要對三維幾何模型進(jìn)行簡化處理。模型簡化后從Pro/E中導(dǎo)出格式為parasolid的文件，然后將其導(dǎo)入ADAMS建立錘軸的動力學(xué)幾何模型，見圖2。
1.2添加約束、施加載荷
輪式破碎機(jī)錘軸的工作轉(zhuǎn)速為370r/min，錘頭沖擊速度為20 m/s，可破碎物料單向抗壓強(qiáng)度為100MPa，可破碎原煤尺寸為：長度（不限）×800×800 mm，破碎能力為1 800 t/h。
    根據(jù)破碎機(jī)的工作條件和受力狀況，在ADAMS環(huán)境中對錘軸添加運(yùn)動約束：皮帶輪和錘體主軸之間建立固定約束；錘體主軸和錘體通過鍵連接，它們?nèi)�者之間分別建立固定約束；錘體中心處建立旋轉(zhuǎn)副。在旋轉(zhuǎn)副上建立旋轉(zhuǎn)運(yùn)動；錘頭與煤塊之間施加碰撞約束。
1.3動力學(xué)仿真分析
    輪式破碎機(jī)錘軸建立動態(tài)模型、添加約束和載荷后，進(jìn)行模型檢驗(yàn)，確認(rèn)無誤后對其進(jìn)行動力學(xué)仿真分析。設(shè)置煤的密度為1.8 kg/cm3，碰撞原煤的尺寸為1000×450×800 mm。碰撞過程的仿真圖3為錘軸與塊煤碰撞過程的碰撞力曲線。
    由仿真結(jié)果可知：碰撞最大接觸力為F =4.3×106 N，錘軸破煤時(shí)每次參與破煤的錘頭數(shù)量為4個(gè)，面積為S =4 x9 057.5mm2=36 230mm2。由此，可計(jì)算碰撞強(qiáng)度P為：
    P: F/S =4.3 xl06 N/36 230 mm2: 118 MPa>100 MPa(煤單向抗壓強(qiáng)度為100 MPa)
    因此，輪式破碎機(jī)錘軸可有效破煤。
2、有限元仿真研究
2.1幾何建模
    根據(jù)主要分析部件及ANSYS分析的條件，對模型進(jìn)行必要的簡化修改，修改后的模型如圖4。為了計(jì)算方便，部件材質(zhì)全部選為鋼鐵，主要參數(shù)為：密度：7.8×10-6kg/mm3；彈性模量：2. 07×105MPa；泊松比：0.3。
2.2網(wǎng)格劃分
    根據(jù)計(jì)算機(jī)的配置，網(wǎng)格單元的大小設(shè)置為30mm，錘式破碎機(jī)的簡化結(jié)構(gòu)特征仍然比較復(fù)雜，所以選擇的單元類型為四面體線性單元。采用Auto-matic Method方法自動劃分網(wǎng)格，錘頭局部進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化Refinement。
2.3施加約束和載荷
    為了便于對錘頭的有限元仿真，設(shè)置錘體主軸固定，只在錘頭上施加碰撞力壓強(qiáng)。
    1)連接條件。簡化后的有限元模型錘體主軸和錘體是通過4個(gè)鍵連接并傳遞運(yùn)動和力矩，因此鍵的2個(gè)側(cè)面為承載面，分別與軸上的鍵槽和錘體上的鍵槽為“面與面接觸”連接。錘體主軸為固定約束。
    2)載荷類型。根據(jù)作用力與反作用力原理，在錘頭上施加118MPa的碰撞力壓強(qiáng)。
2.4有限元仿真
    根據(jù)建立的模型、約束和邊界條件，有限元仿真所得錘頭結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖分別如圖5、圖6所示。
3、結(jié)論
    1)通過ADAMS動力學(xué)仿真，對碰撞過程進(jìn)行了分析，能夠較真實(shí)地反映輪式破碎機(jī)的實(shí)際運(yùn)動情況，并計(jì)算出了水平方向和垂直方向的碰撞力，經(jīng)過計(jì)算驗(yàn)證了破碎機(jī)工作的可靠性。
    2)采用ANSYS有限元分析計(jì)算，能夠較真實(shí)地反映輪式破碎機(jī)錘頭的實(shí)際受力狀態(tài)，明確應(yīng)力、應(yīng)變分布區(qū)域，且所得結(jié)果與實(shí)際較吻合。
    3)有限元仿真分析結(jié)果表明，PLM1800輪式破碎機(jī)錘頭零件的最大應(yīng)力為177 MPa，最大應(yīng)變?yōu)?.2 mm。由此可見，錘頭的安全系數(shù)較大，滿足安全要求。同時(shí)通過仿真結(jié)果對錘軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。