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反擊式破碎機(jī)是在錘式破碎機(jī)基礎(chǔ)上發(fā)展起來的一種新型高效的破碎機(jī)，具有破碎比大、產(chǎn)品顆粒性好、破碎效率高等優(yōu)點(diǎn)，廣泛地應(yīng)用于礦山、冶金、建筑以及化工等行業(yè)中。反擊式破碎機(jī)的工作原理是利用高速回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子去沖擊物料，被沖擊后的物料獲得巨大的動(dòng)能，再經(jīng)反擊板和礦石相互間的沖擊達(dá)到破碎的目的。其結(jié)構(gòu)如圖所示。破碎機(jī)在工作時(shí)，主軸承受巨大的彎矩與轉(zhuǎn)矩，這對(duì)主軸的強(qiáng)度要求很高。針對(duì)型號(hào)為PF1315的反擊式破碎機(jī)的主軸，采用材料力學(xué)的方法對(duì)其靜強(qiáng)度、剛度等性能進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算；另外采用有限元分析法，計(jì)算主軸具體應(yīng)力分布，確定危險(xiǎn)點(diǎn)的位置和應(yīng)力集中系數(shù)，然后對(duì)主軸的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，并對(duì)主軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。
反擊式破碎機(jī)在工作時(shí)，主軸要承受自身和轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的彎矩和電機(jī)傳遞給主軸的轉(zhuǎn)矩。在對(duì)主軸進(jìn)行受力分析時(shí)要確定軸承和轉(zhuǎn)子在主軸上的安裝位置，整個(gè)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)如圖所示。根據(jù)上圖所示的轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，對(duì)主軸進(jìn)行受力分析。其受力示意圖如圖所示，其中R為軸承的安裝位置，脹套的安裝位置�？紤]到作用在轉(zhuǎn)子軸上每個(gè)瞬間的載荷大小不等，在計(jì)算時(shí)忽略其工作過程中受到的外力，僅考慮轉(zhuǎn)子的重力F、轉(zhuǎn)子外端的圓周力F和板錘的不平衡力。
由于主軸在工作時(shí)同時(shí)受到彎矩和轉(zhuǎn)矩的作用，在判斷其危險(xiǎn)截面時(shí)必須綜合考慮二者的影響。作用在破碎機(jī)主軸上的轉(zhuǎn)矩為由圖可以看出在各個(gè)截面受到的轉(zhuǎn)矩是相同的，所以在驗(yàn)證危險(xiǎn)截面時(shí)僅考慮彎矩的影響。從軸承的支撐點(diǎn)開始主軸所受的彎矩是逐漸增大的，到施加載荷的位置保持不變。可以初步斷定兩個(gè)危險(xiǎn)截面，分別是直徑170mm向180mm過渡的位置(圖中A截面)，此時(shí)彎矩雖不是最大，但截面半徑最��；另外就是180mm向200mm過渡的截面(B截面)，此處是彎矩達(dá)到最大時(shí)半徑最小的位置。
利用第三強(qiáng)度理論，分別對(duì)A截面進(jìn)行校核，第三強(qiáng)度理論公式為已知主軸材料45#鋼的屈服強(qiáng)度為355MPa，而所計(jì)算的兩個(gè)危險(xiǎn)截面的應(yīng)力均遠(yuǎn)小于其材料的屈服強(qiáng)度，證明主軸的靜強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。主軸在工作時(shí)可能發(fā)生不同形式的變形。如果發(fā)生的變形過大，會(huì)對(duì)軸承以及主軸本身造成損壞。下面對(duì)主軸的撓度和扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行校核。反擊式破碎機(jī)的主軸是階梯軸，此處用當(dāng)量直徑法進(jìn)行計(jì)算，把階梯軸看成當(dāng)量直徑為d的光軸。其中，E為材料的彈性模量；I是當(dāng)量截面的慣性矩。經(jīng)計(jì)算可得轉(zhuǎn)軸的撓度，經(jīng)比較本次計(jì)算的主軸的撓度滿足設(shè)計(jì)要求。然后對(duì)主軸的扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行計(jì)算，考慮到破碎機(jī)為大型沖擊機(jī)械，根據(jù)文獻(xiàn)可知其沖擊載荷因數(shù)關(guān)，取2.5。其中，f為主軸沖擊系數(shù)；T為電機(jī)傳遞給主軸的轉(zhuǎn)矩；G為剪切彈性模量，I為軸截面極慣性矩。經(jīng)計(jì)算軸的扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計(jì)要求，本次校核的反擊式破碎機(jī)主軸每米的扭轉(zhuǎn)角不到10-30，完全符合扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計(jì)要求。
反擊式破碎機(jī)在工作時(shí)，主軸處于高速旋轉(zhuǎn)的狀態(tài)，其使用壽命是設(shè)計(jì)質(zhì)量的重要評(píng)價(jià)指標(biāo)，所以需要對(duì)主軸的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。在計(jì)算疲勞強(qiáng)度時(shí)需要考慮應(yīng)力集中、材料表面質(zhì)量和絕對(duì)尺寸的影響。其中表面質(zhì)量和絕對(duì)尺寸的影響系數(shù)可以在手冊(cè)上直接查找到，但無法準(zhǔn)確地確定主軸的應(yīng)力集中系數(shù)。以下采用有限元的方法對(duì)主軸進(jìn)行分析，計(jì)算主軸具體應(yīng)力分布情況，確定其危險(xiǎn)點(diǎn)位置和應(yīng)力大小，以及主軸的應(yīng)力集中系數(shù)。首先根據(jù)主軸的尺寸進(jìn)行三維建模，然后將建好的三維模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中，選擇Static Structural模塊。然后將主軸材料45#鋼的屬性添加到有限元模型中，其彈性模量E=2.0Xe5MPa，泊松比為0.30設(shè)置好材料的屬性之后，進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用手動(dòng)控制，對(duì)尖角與倒角進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，提高計(jì)算精度。然后按照軸承的安裝位置以及力和轉(zhuǎn)矩的大小對(duì)主軸施加固定和載荷。最后對(duì)主軸的有限元模型進(jìn)行計(jì)算，其應(yīng)力和應(yīng)變?cè)茍D。從應(yīng)力云圖可知，主軸的最大應(yīng)力出現(xiàn)在安裝脹套的過渡截面，與上文通過材料力學(xué)計(jì)算的危險(xiǎn)截面一致。
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