液壓圓錐破碎機定錐襯板的動態特性分析

楊 毅，沈 琛，張夢莎，陳水勝

液壓圓錐破碎機定錐襯板的動態特性分析

楊 毅1，沈 琛2，張夢莎3，陳水勝1

（1湖北工業大學機械工程學院，湖北武漢430068；2武漢鐵路職業技術學院，湖北武漢430205；3湖北鐵道運輸職業學院，湖北武漢430070）

以定錐襯板為研究對象，使用Solidworks軟件建立模型并導入ANSYS－Workbench有限元軟件中，在層壓破碎理論基礎上對定錐襯板進行動態特性及疲勞分析，獲得定錐襯板相應的力學云圖。

液壓圓錐破碎機；定錐襯板；動態特性；疲勞分析

破碎機作為礦山、冶金等行業重要的生產設備，其工作性能直接影響到企業的生產效益。我國設計生產的破碎機存在著噪聲大、振動突出、破碎效率低、關鍵零部件設計不合理等結構問題［1］。文獻［1］利用層壓破碎理論對動錐襯板進行了動態特性分析，但破碎區域是由動錐和定錐襯板兩部分構成，作為兩個不同結構的研究對象，其對破碎機的工作性能都有一定的影響。本文在此基礎上以高錳鋼ZGMn13－4作為定錐襯板的材料，采用不同分層對定錐襯板進行動態特性分析，并利用ANSYSWorkbench分析軟件對定錐襯板進行疲勞分析。

1 定錐襯板的受力分析

破碎區域主要有定錐襯板與動錐襯板，其構成如圖1所示。在破碎區域內，偏心套的偏轉作用使得破碎域的面積減小，目標物料因擠壓而破碎成散狀，如此經過多層破碎，最后成顆粒狀排出，完成整個破碎過程（圖2）。

圖1 襯板結構圖

圖2 破碎機工作原理圖

在工作過程中，定錐表面各區域的受力大小與很多因素有關，如壓縮比、粒度分布系數。通過查閱相關資料可知，破碎壓強與壓縮比的線性關系如下：

其中：Pi為第i粉碎層的最大破碎力壓強，ei為第i粉碎層中最大壓縮比，P為該粉碎層中任意區域粉碎力壓強，e為該粉碎層中任意區域的壓縮比。

圖3為第i層粉碎層剖分示意圖。為了使繁雜的計算簡單化，定義定錐的襯板為圓形，O1為定錐襯板的圓心，O2為破碎壁的橢圓中心，O1與O2之間的距離為m，偏心套的角速度為ω，定錐襯板的半徑為r。由定錐襯板曲線L1建立式（2），由定錐襯板曲線L2建立式（3）：

圖3 第i破碎層剖分圖

式中：A，B分別為橢圓曲線的長軸和短軸。通過上述的分析能夠獲得微小區域dθ中定錐襯板和定錐襯板的距離

dmin表示當θ為0°時的距離，dmax表示的是當θ為180°時的距離，當d＝dmin時，破碎區域內礦料前后被壓縮的體積變化量最大，即ε＝εi

綜合上式可得

2 定錐襯板模型的建立

由于在ANSYS－Workbench中建立模型較為復雜，所以本文利用Solidworks軟件建立定錐襯板的三維模型，同時將定錐襯板的倒角及圓角進行簡化。定錐襯板要具有較高的強度和耐磨性。因此通過查閱相關資料，采用高錳鋼ZGMn13－4作為定錐襯板的材料，材料特性如表1所示。本文采用Tetrahedrons網格劃分，同時將定錐襯板分為14層，將模型劃分為8126個有限單元和51 370個節點（圖4）。

表1 材料特性

圖4 網格劃分圖

3 定錐襯板的靜力學分析

通過層壓破碎理論，可知定錐襯板上每一層的破碎力是不同的。通過靜力學分析模塊，在定錐襯板上每一層施加破碎力，得到等效應力云圖（圖6）和應變云圖（圖7）。

從圖5可知襯板最小等效應力為2.2433MPa，最大等效應力位于其破碎區的邊緣，其值大小為170.23MPa，襯板許用應力為σb＝390MPa，工作應力遠遠小于許用應力，因此定錐襯板工作強度符合破碎機要求。

圖5 定錐襯板應力云圖

從圖6可知襯板最小變形量是0mm，靠近襯板下部承受的破碎力越大，因此相應的變形量也增加，最大變形量為0.041903mm。

圖6 定錐襯板應變云圖

圖7 定錐襯板網格劃分圖

4 定錐襯板的模態分析

采用Tetrahedrons網格進行劃分，將定錐襯板劃分為44934節點和25908有限單元（圖8）。

圖8 定錐襯板的前6階振型圖

4.1 約束的設置

通過對破碎機的整體進行分析可知，定錐襯板上表面由于特殊的結構處于固定狀態，因此定義定錐襯板的上接觸面為Fix support約束［3］。

4.2 定錐襯板的模態分析

模態分析主要用來確定目標體的自振頻率，分析是否會發生共振現象。所以通常只需求解目標體的前6階振型［4］。通過查閱相關資料可知破碎機的轉速為330r／min，所以固有頻率f＝5.5Hz。通過ANSYS－Workbench有限元軟件得到定錐襯板的前6階模態圖（圖9）。

圖9 定錐襯板的壽命云圖

表2 定錐襯板的六階模態振型描述

定錐襯板模態分析結果如下：

由圖9和表2可知：定錐襯板振動時的固有頻率大于破碎機的工作頻率，所以定錐襯板不會發生共振；第一階振型頻率與第二階振型頻率比較接近，可視為重根，最大變形量為1.5912mm。第三階振型頻率與第四階比較接近，可視為重根，最大變形量為1.4495mm。第五階的固有頻率與第六階相差不大，可視為重根。最大變形量為1.6966mm。定錐襯板的最大變形在襯板邊緣處。

5 定錐襯板的疲勞分析

在靜力學分析的基礎上，對定錐襯板進行疲勞分析，得出相應的壽命云圖及安全系數云圖。

從圖11可知最小壽命發生在襯板破碎區的，襯板的最小壽命值為1680 900r，在24h不間斷工作條件下約為7d。襯板的最大壽命發生在非破碎區域，最大壽命值為1億r。

圖10 定錐襯板的安全系數云圖

由圖10可知，襯板最早發生疲勞失效位置為破碎區域內壁及上部分的拐角處，襯板的安全系數最小值為3.5058，說明破碎機工作狀態下，襯板結構的安全系數滿足使用要求［5］。

6 結論

1）對定錐襯板的靜力學分析選用高錳鋼ZGMn13－4作為襯板材料是合理的，滿足破碎機的使用要求。

2）對定錐襯板進行模態分析，得出定錐襯板不會發生共振現象。破碎機可以安全工作。

3）對定錐襯板進行疲勞分析，得出在承受一定載荷的條件下，定錐襯板的壽命及安全系數，可對定錐襯板進行優化以提高襯板的使用壽命。

4）通過與其他文獻進行對比可知，選用ZGMn13－4作為襯板的材料比ZGMn18Cr2更為合理。選用ZGMn13－4能夠降低制造成本，同時也能滿足破碎機的要求。

［1］ 王勇澎，趙梅，葉龍，等.旋回破碎機動平衡計算及虛擬樣機驗證［J］.礦山機械，2013，41（9）：84－88.

［2］ 閔希春.H8800圓錐破碎機關鍵部件的有限元分析［D］.沈陽：東北大學，2011.

［3］ 張周，陳水勝.基于層壓破碎理論的圓錐破碎機關鍵技術分析［D］.武漢：湖北工業大學，2016.

［4］ 方杰.破碎機內襯板耐磨性的計算機模擬與優化［D］.沈陽：東北大學，2011.

［5］ 賈杰.一種新型振動篩關鍵部件的疲勞壽命分析［D］.太原：太原理工大學，2013.

Analysis of Dynamic Characteristics of the Fixed Cone Liner of the Hydraulic Cone Crusher

YANG Yi1，SHEN Chen2，ZHANG Mengsha3，CHENG Shuishen1
（1 School of Mechanical Engineering，Hubei Univ.of Tech.，Wuhan 430068，China；2 Wuhan Railway Vocational and Technical College，Wuhan 430253，China；3 Hubei Railway Transportation Vocational College，Wuhan 430070，China）

Taking fixed cone plate as the research object，this paper creates a model by using Solidworks and imports it into finite element software ANSYS Workbench.On the basis of laminating crushing theory，this paper analyzes the dynamic characteristics of the fixed cone plate and fatigue，in order to get the cone plate corresponding mechanics cloud.

hydraulic cone crusher；fixed cone liner；dynamic characteristics；fatigue analysis

TH136

A

［責任編校：張 眾］

1003－4684（2017）04－0022－04

2017－04－07

楊 毅（1992－），男，湖北襄陽人，湖北工業大學碩士研究生，研究方向為機械設計及理論