1圆锥式破碎机的受力分析

移动圆锥和偏心轴套的力。

2有限元模型的建立

根据主轴、动锥和偏心轴套的结构和受力情况，建立了有限元模型。

(1)主轴的下端固定在底座的轴孔内。由于底座(下框架)是刚性的，主轴下端可以简化为固定端，各个方向的位移都受到约束。在计算过程中，主轴分为1 440个单元和1 299个节点。在划分过程中，考虑到主轴过渡圆角处可能存在较大的应力集中，分析中采用了单元细分。

偏心轴套与固定主轴间隙配合。破碎机处于破碎状态时，其厚边压在主轴上。因此，主轴限制了偏心轴套厚边的径向位移，但没有轴向约束。偏心轴套内孔的厚边可以加半圆径向约束。偏心轴套的下端由滑动轴承支撑在机座上，并由螺栓和大锥齿轮拧紧，这样可以对偏心轴套的下端施加轴向约束。因为偏心轴套是由锥齿轮带动旋转的，所以要在下端加Y轴的旋转约束来限制其旋转。

在计算过程中，偏心轴套被划分为1 607个单元和490个节点。破碎机处于破碎状态时，其下衬套孔压在偏心轴套的厚边上，因此偏心轴套限制了动锥与厚边接触的径向位移，但没有轴向约束。半圆径向约束可以被添加到移动锥体下衬套孔和偏心轴套的厚侧之间的接触。由于动锥由偏心衬套带动摆动，所以可以在动锥的下衬套孔处增加Y轴转动约束，限制动锥的转动。移动锥体的上部支撑在固定心轴上端的球面轴承中，从而限制其轴向位移。轴向约束可以添加到移动圆锥体的上平台部分。在计算过程中，将动锥划分为3 720个单元和4 224个节点，并对其进行建模。

3外部荷载的特点及计算

破碎力是一个用来描述破碎机破碎能力的近似概念。在破碎过程中，破碎力受矿石的物理力学性质、破碎程度、破碎方式以及矿石在破碎腔中的分布状态的影响，很难用理论公式计算。普通圆锥破碎机通常根据弹簧的压力来计算破碎力。在本文讨论的圆锥破碎机中，压力是由液压缸产生的，液压缸的压力用来计算运动圆锥上的破碎力。工作中，过铁时破碎力P max最大，作为计算中应力分析的危险工况&δ；p是压力变量；s是液压缸的活塞面积；n是液压缸的数量；p是工作压力；g是固定锥体的总重量；f是摩擦系数；r是固定圆锥体中心线到法兰边缘点的距离；l P & primeP max是作用线到法兰边缘点的距离；l是从矿石和衬板之间的摩擦线到凸缘边缘点的距离。

4有限元分析

41材料的物理参数

破碎机主要部件的物理参数。

有限元计算结果分析

利用ANSYS软件系统对建立的数学模型进行分析计算，得出计算结果、位移和应力值，以及相应的位移和应力分布图。

根据计算结果，对各计算构件的应力分布进行综合分析，并应用相关强度理论对应力较高的部位进行强度计算，以识别各构件的危险点。纺锤。这个曲线图可以清楚地表达主轴的应力分布。可以看出，主轴过渡圆角处出现高应力分布，即出现应力集中；应力峰值出现在力作用的位置。

这是由于载荷集中，其他部位的应力水平相对较低。因此，力作用位置可视为主轴的第一危险点，该点的等效应力值为3411421 MPa。在力作用的一侧，主轴的过渡圆角处有拉应力，对称部分有压应力。两处等效应力的绝对值为1041190 MPa。在机械设计中，最大剪应力理论通常用于计算塑性材料。

最大剪应力理论认为，当复杂应力系统的最大剪应力等于临界值时，就会发生破坏。

由该理论确定的材料流动失效的条件，& sigmas是材料的屈服极限。这个图形可以清楚地表示出运动锥体的应力分布。可以看出，动锥在载荷作用的位置产生了较高的应力分布，而其他部位的应力水平相对较低。

因此，加载位置可视为动锥的危险点，此处等效应力的绝对值为811375 MPa。

最大剪应力理论用于检查其强度，& sigmaS = 275 MPa，其安全系数。

由于动锥表面覆盖有高强度的内衬，安全系数值的选取可以满足动锥的要求。

(3)可以清晰地表达偏心轴套的应力分布。

偏心轴套在载荷作用的位置产生较高的应力分布，而其他部位的应力水平相对较低。因此，加载位置可视为偏心轴套的危险点，此处等效应力的绝对值为481598 MPa。最大剪应力理论用于检查其强度，& sigmaS = 275 MPa，其安全系数为n3 = & sigma；s/& sigma；max3 &渐近；可以看出偏心套筒的强度是足够的。

5结论

在计算过程中，将破碎力简化为集中力处理，选取过铁状态作为应力分析条件，能够满足工程实际的需要。由于计算过程中将均布荷载简化为集中荷载，计算中选取了力作用点的应力值，所以计算是安全的。根据圆锥破碎机的具体映射及其实际破碎状态建立的结构各部分的有限元模型是实用的。在上述处理的基础上，利用ANSYS软件对东北大学轧制技术及连轧自动化国家重点实验室工作站进行了计算，得到了理想的结果。根据结果分析，本文讨论的圆锥破碎机主轴、动锥和偏心轴套的强度有一定的裕度。