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        破碎機主軸的疲勞有限元分析

        發布于:2021-03-01 23:00
        有限元分析

               破碎力計算是各零部件強度有限元分析的基礎。當破碎腔進入硬度較高的非破碎物時,定錐和支承環將繞機架一固定點A抬起一個角度,迫使預緊彈簧進一步壓縮,以增大定錐和動錐之間的距離,使物料順利排出。此時動錐和物料之間的作用力為最大破碎力,主軸受力計算把主軸與偏心軸套在中間位置接觸作為分析工況,動錐(包含主軸)與偏心軸套及球面軸承相互作用力如圖所示,此時最大破碎力的作用線與過主軸與偏心軸套接觸點的水平線在P點相交,圖中l3=650mm。不計動錐及主軸自重,根據平面匯交力系的平衡條件,球面軸承對動錐的反力FR1必定通過P點,根據圖1列出Fmax、FR1及FR0三力的關系。
            (1)建立有限元模型主軸總體結構為階梯形,總長度2449.6mm,最小軸徑250mm。主軸材料為42CrMo,彈性模量212GPa,泊松比0.28,密度7850kg/m3,屈服強度930MPa。與動錐及偏心軸套配合的軸段為錐形,中部有油孔,為減小應力集中各截面變化處均做了圓角處理。圖2為該主軸的結構及主要尺寸。為得到精度較高的六面體網格,在ANSYS軟件中通過由面單元生成體單元的方法建立有限元模型,首先根據主軸工程圖,建立各關鍵點并形成軸截面,采用PLANE42單元進行網格劃分,然后經旋轉操作形成由20節點SOLID186體單元組成的有限元模型。面網格劃分及體網格形成過程中需進行網格控制操作,以達到合適的網格精度。整個模型共包含71656個節點,30300個單元,如圖所示。
            (2)邊界條件及載荷步考慮到主軸的左端準250圓柱面為外螺紋,與鎖緊螺母相配合,中部準300及準400圓柱面與動錐內圓柱面配合,因此這3個面可視做固定,約束全部自由度。
              主軸右端錐面與錐襯套接觸,承受大小為FR0的傾斜壓力,由于錐度很。3°),故近似認為是正壓力,這樣處理結果也偏于安全。該壓力分布規律為:沿軸向按二次拋物線分布,沿軸頸圓周方向120°按余弦分布,本文沿軸向將主軸右端錐面劃分為多個小段,各段均按上述規律進行加載。由于隨著偏心軸套的旋轉,主軸受力部位隨之變化,分別令FR0的作用面為相對的2個120°扇面定義2個載荷步,這2個載荷步受力大小完全相同。
            (3)靜力分析結果圖4、圖5分別為主軸在靜力作用下的等效應力云圖和位移云圖,反映了主軸承受靜力作用下的應力及變形。
               由圖4可知,主軸的最大等效應力發生在右部錐面與中部柱面的結合圓角處,節點號為77,最大應力值為188.42MPa,其反方向則受到較大的壓應力。由圖5可知,主軸最大位移發生在右端面,為2.01mm,上述結果與主軸的近似懸臂梁工況是吻合的。靜態有限元分析表明主軸的最大應力遠小于屈服強度,有較大的靜強度安全系數。
               破碎機正常工作時,偏心軸套具有245r/min的轉速,使主軸承受周期性的交變載荷,進而易發生疲勞破壞。ANSYS軟件采用名義應力法進行疲勞分析,根據零部件的名義應力和應力集中系數,按S-N曲線用疲勞損傷累積理論進行疲勞壽命計算。該方法定義彈性變形為結構的主導變形,適用于高周疲勞分析。


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