基于ANSYS的分級破碎機分體式機架的模態分析

馬 浩

(1.中煤科工集團唐山研究院有限公司，河北 唐山 063012；2.河北省煤炭洗選工程技術研究中心，河北 唐山 063012)

機架相當于分級破碎機的工作平臺，它的穩定性直接關系到分級破碎機的使用壽命和工作可靠程度[1]。分體式機架改變了原整體式機架的結構，使設備的固有頻率發生變化。使用ANSYS Workbench對分體式機架進行模態分析，得到分體式機架的振型分布，可以對分體式機架的結構設計提供理論支持，并進行相應的設計改進[2]。

1 有限元模型建立

1.1 分體式機架的基本結構

分體式機架的設計采用了在常規機架的基礎上分割再連接的設計，主體部分為類H型鋼結構，在機身設置多處立筋加強結構強度[3]。主要參數為：機身尺寸7 768 mm×3 630 mm×607 mm，上下面板和腹板厚度均為30 mm，行走輪軸距分別為3 912 mm和3 159 mm，輪間距為2 563 mm。

分級破碎機結構簡圖如圖1所示，三維建模工具使用Solidworks2013[4]。模型導入ANSYS Workbench前，為了提高計算效率，同時保證計算的精度，將模型中的圓角、倒角、孔結構等對計算結果影響較小的特征忽略不計。同時假設所有焊接均為理想焊接，焊接材料的性質和其他區域一致。然后將模型轉化為stp通用格式，導入到ANSYS Workbench平臺進行分析和計算，有限元模型如圖2所示[5]。

1—腔體；2—主軸；3—軸承座；4—減速機；5—電機；6—機架

圖2 分體式機架有限元模型

1.2 網格劃分、添加約束條件

根據實際應用情況，機架材料選用Q235-A，在對應的ANSYS Workbench材料庫Engineering Data中選用Structural Steel[6]，其主要參數見表1。

表1 機架材料性能參數

分體式機架的斷開點設置在減速機和電機地腳中間，連接點共設置4處，每一處連接點通過20條M24的螺栓連接，其中頂面分布8條，側面分布12條。因為分析整個機架，且連接點處有很大的摩擦阻力，可以假定此處為剛性連接[7]。

設定Element Size為15 mm，有限元網格劃分節點數為1 100 627，單元數為582 815，結果如圖3。

圖3 機架網格劃分結果

分體式機架底面設置3對行走輪，通過行走輪放置在行走軌道上，依靠設備自重和行走輪、軌道之間的摩擦保持靜止。由于設備運行時兩破碎輥相向運動，抵消了水平方向的受力，即水平方向合力為零，可以認為機架是通過行走輪固定在行走軌道上，因此在機架行走輪軸處添加fixed support約束點類型[8]，其約束點情況見圖4。

圖4 分體式機架約束點情況

2 模態計算和結果分析

由于低階頻率對結構的動力性能影響較大，對分體式機架的前6階模態進行分析，來確定機架對不同動力載荷的響應[9]。右擊Solution，選擇Solve進行求解。求解過程完成后，機架的前6階動態響應和振型如表2所示。

表2 整機固有頻率表

破碎機機架的動態響應以及振型見圖5。由圖5可以看出：第1、2階振型接近，固有頻率分別為44.444 Hz和59.144 Hz，整機振型均以側板下方的機架沿Y、Z方向的擺動變形為主，說明此階段機架主要是側板下方部位的振動為主。

圖5 第1、2、3、4、5、6階模態與振型

第2至6階固有頻率接近，分別為67.495、71.365、74.155、76.852 Hz。第3、4階振型主要以側板下方的機架沿X軸的扭轉變形為主。第5、6階振型振動在此基礎上，電機和減速機下方機架振動加大，且以水平方向的擺動變形為主[10]。

3 結論

分體式機架的設計，很好地解決了在向井下運輸分級破碎機過程中最大運輸尺寸限制的問題，通過模態分析對分體式機架的結構設計提供理論支持。分體后的結構穩定性一定程度上影響著整機的可靠性，通過ANSYS Workbench工作平臺對分體式機架進行模態分析，得到其低階的振動特性[11]。通過振型圖可以看到，分體式機架的振動主要集中在側板位置，結合處無明顯振動，因此，機架的擺動和扭轉是其結構動態特性的主要表現形式。由于振動集中在側板位置，分體位置避開了機架振型突出部位，機架的固有頻率對分體位置的振動沒有明顯影響。

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