圓錐破碎機中圓柱滾子軸承的有限元分析

謝　添，劉宏磊

(武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070)

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圓錐破碎機中圓柱滾子軸承的有限元分析

謝添，劉宏磊

(武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢430070)

本文對圓錐破碎機進行受力分析，計算出圓柱滾子軸承的徑向載荷。利用SolidWorks軟件建立的三維模型，再將模型導入到Workbench中進行有限元分析，得到圓柱滾子軸承的位移、等效應力的分布規律以及滾子應力集中的位置，為圓柱滾子軸承的結構優化和設計提供理論依據。

圓錐破碎機圓柱滾子軸承有限元分析

0　引言

圓錐破碎機是一種廣泛應用于冶金、建筑、化工等行業的重型機械設備，它是將物料破碎成一定程度顆粒的機械設備，在某些生產加工領域中起著關鍵性的作用[1]。圓錐破碎機的體積一般比較大，質量重，所以它里面的滑動軸承和滾動軸承需要特別定制。本文以仿制特雷克斯公司的一款圓錐破碎機為例，對其軸承受力情況進行仿真分析。該款破碎機主要采用的是滾動軸承而不是滑動軸承[2]。雖然滾動軸承的散熱效果比滑動軸承好，但是滾動軸承的承載能力比滑動軸承差，這就需要我們對滾動軸承的力學性能進行分析[3]。

1　圓柱滾子軸承受力分析

圖1　動錐受力圖

在正常工作狀態下，圓錐破碎機破碎力的大小會受到如礦石的物理化學性質、硬度、機械性質、破碎方法以及礦石在破碎腔中的分布狀態等諸多因素影響，如果用理論公式來計算破碎力是很困難的[4]。圓柱滾子軸承的受力示意圖如圖1所示。

所以一般采用通過破碎機正常工作時液壓缸所產生的壓力來計算破碎力，破碎力計算公式：

(1)

式中：D1—液壓缸的柱塞直徑(m)；P—正常破碎礦石時，液壓的單位壓力(N/m2)；n—液壓缸的個數；α—動錐底錐角；g—進動角；G—動錐質量(N)。

圓錐破碎機的各個參數見表1。將表1中的各個參數代入到破碎力計算公式中，算出圓錐破碎機的最大破碎力。

表1　圓錐破碎機參數表

由于破碎力是垂直于動錐襯板的，我們可以對最大破碎力F進行分解，得到沿動錐自身軸線方向的分力F2，以及垂直于動錐自身軸線方向的分力F1，F1也就是圓柱滾子軸承所受到的最大徑向力。F1的計算公式如下：

F1=Fcos(90°-α)

(2)

將數值代入公式，得到圓柱滾子軸承的徑向力F1≈5 150kN。

2靜力學分析

2.1模型建立及網格劃分

基于圓柱滾子軸承的結構參數，軸承結構參數見表2。

表2 圓柱滾子軸承參數表

圖2　圓柱滾子軸承三維模型圖

利用三維繪圖軟件SolidWorks，畫出相應的三維模型，對模型中的圓角，倒角進行簡化處理，為了便于分析，不考慮保持架的影響，圓柱滾子軸承的三維模型見圖2。

將建立好的圓柱滾子軸承的三維模型導入到Workbench軟件中，由于圓柱滾子軸承在工作中只有半圈滾子受到徑向力的擠壓作用，所以只對模型的1/2進行靜力學分析。滾動體，內外圈的網格設置為系統默認值，采用自動劃分法對軸承進行網格劃分，網格劃分共產生1 766個單元和10 888個節點。

2.2接觸對的設置

多體部件發生面-面接觸時要設置接觸對[6]。接觸對的設置有以下幾個準則：1)凸面對凹面/平面，應該把凸面定義為接觸面(contact surface)；2)如果兩個接觸面，一個接觸面的網格比較細，而另一個的網格比較粗糙，把網格比較細的定義為接觸面；3)兩個接觸面，一個接觸面較軟，另一個較硬，則把較軟的那個面定義為接觸面；4)如果兩個接觸面，其中一個所依附的實體單元是高階單元，而另外一個是低階單元，則應該把高階的那個實體對應的面定義為接觸面；5)兩個接觸面中，如果一個面明顯比另外一個面大，譬如一個面包圍了另一個面，則把大面定義為目標面(target surface)。根據圓柱滾子軸承的接觸情況，將圓柱滾子軸承的外圈和內圈定義為目標面，圓柱滾子定義為接觸面，建立22對接觸對，接觸類型為無摩擦接觸(Frictionless)，選擇增廣Lagrange法(Augmented Lagrange),法向剛度系數設為1。

2.3約束及載荷的施加

根據軸承的實際工作情況，將軸承的外圈施加一個固定約束，約束滾子的周向位移，并設定滾子與內外圈為無摩擦約束，約束軸承內圈內表面Y向、Z向的位移[7]。在軸承內圈內表面施加一個載荷(bearing load)F1，并求解。

2.4結果分析

圖3　位移云圖

通過Workbench

結果后處理分析，得到圓柱滾子軸承的總的位移云圖(圖3)，總等效應力云圖(圖4)以及受最大壓力滾子的壓力云圖(圖5)。

從圖3中可以看到，圓柱滾子軸承受到徑向的載荷時總位移的變化情況[8]。最大位移發生在圓柱滾子軸承內圈與承受最大徑向力滾子的接觸處，最大總位移DMX=0.840 79 mm。圖中可以看出滾子的位移具有對稱性，在徑向力方向的兩邊相互對稱的圓柱滾子軸承的位移變化是一致的，這驗證了圓柱滾子軸承受徑向力時，位移成對稱分布的規律。

圖4

由圖4(a)、(b)可知，較大的接觸應力發生在圓柱滾子與內外圈的接觸處，且最大接觸應力位于圓柱滾子最底端和最上端與內外圈接觸處，而向兩側逐漸減小，這說明了圓柱滾子與內外圈接觸處是應力相對集中的位置。而在軸承內圈最大應力發生在跟徑向力垂直的中性面的兩端，這是因為它們此時受到的是由徑向力所產生的拉應力。

圖5　受力最大滾子的壓力云圖

由圖5受力最大的圓柱滾子的壓力云圖可知，圓柱滾子承受徑向載荷時最大壓力發生在滾子的最上端和最下端分別與圓柱滾子軸承內圈相接觸的位置，最大壓力為183.79 MPa，而在圓柱滾子的中間部分所受的壓力只有20.421 MPa，圓柱滾子的上端與下端所受壓力成對稱分布，分別從最上端和最下端向中間段逐漸減小，最大接觸面積發生在圓柱滾子軸承的最上端和最下端部分，且分別向中間段逐漸減小，到了中間段接觸面積近似矩形。

3　結論

通過Workbench對圓柱滾子軸承的靜力學分析，可以直觀地顯示軸承的位移、等效應力均成對稱分布，客觀地分析出各部位的接觸應力應變大小以及滾子應力集中的位置，為軸承結構的優化和設計提供了依據。

[1]王軍領，鄭翔，吳煥.圓柱滾子軸承動靜態有限元分析[J].揚州大學學報，2012，15(2)：43-46.

[2]李芳,凌道盛. 工程結構優化設計發展綜述[J]. 工程設計學報:機械·設備和儀器的開發技術,2002,9(5):229-235.

[3]史鳳蘭. 機械結構優化設計發展綜述[J]. 中國科技信息,2010(22)：134.

[4]董鋼，范秀敏，張曦,等.基于層壓破碎理論的圓錐破碎機破碎力分析及運動學研究[J].機械工程學報，2010,46(17)：159-164.

[5]王偉.圓錐破碎機耐磨腔型優化設計[D].遼寧：遼寧科技大學，2012.

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[7]王玲，常粉玲，唐豫桂.基于ansys深溝球軸承有限元的分析[J].浙江農業科學，2012(7)：1053-1055.

[8]黃一江. ANSYS結構優化設計在機械設計中的應用[J]. 科技傳播,2013(08)：169-170.

Finite element analysis of the cylindrical roller bearing of the cone crusher

XIE Tian, LIU Honglei

In this study, we carried out stress analysis of the cone crusher, calculated the radial load of the cylindrical roller bearing, built a model with SolidWorks, and carried out finite element analysis with Workbench. By this method, we obtained the displacement of the bearing, the distribution rule of the equivalent stress and the concentration point of the stress of the bearing. This study has provided theoretical basis for the structural optimization and design of cylindrical roller bearings.

cone crusher，cylindrical roller bearing，finite element analysis

TH133.3

A

1002-6886(2016)04-0037-03

謝添(1990-), 湖北鄂州人,武漢理工大學機電工程學院碩士研究生, 研究方向汽車零部件。

2015-11-27