基于ANSYS的顎式破碎機(jī)減重設(shè)計(jì)

肖琪聃，吳 珊，陳成方，孫金磊

（信陽(yáng)師范學(xué)院 土木工程學(xué)院，信陽(yáng) 464000）

0 引言

顎式破碎機(jī)由美國(guó)人布雷克發(fā)明，發(fā)展至今已有120多年的歷史，隨著當(dāng)代經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于冶金、采礦、土建、化工、煤炭等領(lǐng)域，且日益發(fā)揮著重要作用[1～3]。

目前國(guó)內(nèi)外多家研發(fā)公司生產(chǎn)了各種不同系列的顎式破碎機(jī)。動(dòng)顎是顎式破碎機(jī)的主要受力部件，在工作過(guò)程中承受了較大的載荷，如果其剛度與強(qiáng)度不足或設(shè)計(jì)不合理，都會(huì)出現(xiàn)斷裂，進(jìn)而影響顎式破碎機(jī)的使用壽命[4～7]。在國(guó)外，顎式破碎機(jī)的設(shè)計(jì)與優(yōu)化主要利用數(shù)值仿真模擬，研發(fā)的顎式破碎機(jī)整機(jī)性能優(yōu)良[8]。而在國(guó)內(nèi)，顎式破碎機(jī)的研發(fā)主要采用對(duì)比法， 即首先確定破碎腔的尺寸，然后通過(guò)對(duì)比，憑借經(jīng)驗(yàn)確定截面尺寸和壁厚[9,10]。正是由于這種比較落后的設(shè)計(jì)手段，使其存在產(chǎn)品笨重、工作性能差、襯板磨損嚴(yán)重、機(jī)架易破壞、操作不方便等諸多缺陷，這給我國(guó)顎式破碎機(jī)行業(yè)帶來(lái)極大的經(jīng)濟(jì)損失。

本文針對(duì)某采礦企業(yè)進(jìn)口的BP-1300/950型顎式破碎重要部件—?jiǎng)宇€進(jìn)行有限元分析及輕量化設(shè)計(jì)，以期得到具有優(yōu)良力學(xué)性能與動(dòng)態(tài)特性的動(dòng)顎結(jié)構(gòu)，最大限度發(fā)揮出材料的力學(xué)特性，為企業(yè)降低生產(chǎn)成本。在有限元優(yōu)化分析中，針對(duì)這種進(jìn)口顎式破碎機(jī)的研究并不多見(jiàn)，通過(guò)本文的研究，可為國(guó)內(nèi)顎式破碎機(jī)制造企業(yè)在仿真設(shè)計(jì)方面提供了理論參考。

1 顎式破碎機(jī)有限元分析

1.1 顎式破碎機(jī)三維實(shí)體模型

BP-1300/950型顎式破碎機(jī)利用動(dòng)顎板對(duì)物料進(jìn)行擠壓和彎曲，以此破碎各種硬度的物料，顎式破碎機(jī)的示意圖如圖1所示。動(dòng)顎由鑄鋼整體澆鑄而成，它是顎式破碎機(jī)的主要受力構(gòu)件，也是最易出現(xiàn)斷裂的部位，根據(jù)工作時(shí)的實(shí)際受力情況，其計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖2所示。

圖1 BP-1300/950型顎式破碎機(jī)示意圖

圖2 動(dòng)鄂支架受力簡(jiǎn)圖圖

1.2 動(dòng)顎有限元實(shí)體模型

由于動(dòng)顎具有對(duì)稱(chēng)型，因此為了方便計(jì)算可取其一半進(jìn)行分析，依據(jù)設(shè)計(jì)圖紙尺寸在ANSYS環(huán)境中建立動(dòng)顎的有限元模型，網(wǎng)格類(lèi)型選用SOLID92（十節(jié)點(diǎn)四面體等參數(shù)單元）即可滿足計(jì)算精度要求，網(wǎng)格劃分后總的節(jié)點(diǎn)數(shù)為302532個(gè)，總單元數(shù)為196957個(gè)，計(jì)算網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 動(dòng)顎原結(jié)構(gòu)有限元模型

1.3 動(dòng)顎材料參數(shù)

破碎機(jī)動(dòng)顎采用鑄鋼作為鑄造材料，依據(jù)材料手冊(cè)資料，其材料參數(shù)如表1所示。

表1 破碎機(jī)動(dòng)顎材料參數(shù)

1.4 載荷計(jì)算及約束條件

1）載荷計(jì)算

根據(jù)圖2所示受力簡(jiǎn)圖，利用公式(1)對(duì)載荷進(jìn)行了估算：

同時(shí)本研究對(duì)破碎礦石進(jìn)行了抗壓破壞試驗(yàn)，如圖4所示，由于BP-1300/950型顎式破碎機(jī)的受力主要集中在動(dòng)顎板的1/3面積，因此，結(jié)合式(1)與壓縮破壞試驗(yàn)結(jié)果，可確定動(dòng)顎支架上的載荷集度q=15MPa。

2）約束條件

動(dòng)顎為對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，對(duì)稱(chēng)邊界條件為動(dòng)顎與圓柱軸承面固結(jié)，動(dòng)顎底板與底座粘接。

1.5 動(dòng)顎有限元模擬結(jié)果分析

由有限元計(jì)算結(jié)果提取的等效位移云圖和等效應(yīng)力

圖4 礦石抗壓試驗(yàn)

云圖分別如圖5和圖6所示。

圖5 動(dòng)顎原結(jié)構(gòu)等效位移云圖

圖6 動(dòng)顎原結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力云圖

由模擬結(jié)果可知，動(dòng)顎變形相對(duì)較均勻且整體變形不大，沒(méi)有產(chǎn)生彎曲扭轉(zhuǎn)變形，最大位移量為0.293 mm。在載荷作用下動(dòng)顎最大等效應(yīng)力為105.587MPa，遠(yuǎn)低于材料的屈服強(qiáng)度極限（230MPa），最大應(yīng)力出現(xiàn)在動(dòng)顎凹槽頂端及孔洞的邊緣處，這與實(shí)際情況相符。因此可以認(rèn)為BP-1300/950型顎式破碎機(jī)滿足強(qiáng)度與剛度的要求且存在較大富余，由此說(shuō)明需要對(duì)顎式破碎機(jī)的動(dòng)顎進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析，從而減輕自重，降低產(chǎn)品造價(jià)。

2 動(dòng)顎輕量化設(shè)計(jì)

2.1 動(dòng)顎優(yōu)化方案

考慮到公司的制造成本及顎式破碎機(jī)的整機(jī)配套[10]，在進(jìn)行輕量?jī)?yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，動(dòng)顎的原始輪廓尺寸不變，在保證強(qiáng)度與剛度的前提下，對(duì)動(dòng)顎的板厚及動(dòng)顎面板結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。由原始結(jié)構(gòu)的靜力學(xué)分析可知：顎式破碎機(jī)滿足破碎強(qiáng)度要求，且有較大強(qiáng)度富余，故可減小動(dòng)顎的板厚，調(diào)整動(dòng)顎面板結(jié)構(gòu)，動(dòng)顎輕量化設(shè)計(jì)方案如表2所示。

表2 動(dòng)顎減重方案

2.2 動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)有限元分析

2.2.1 動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)有限元計(jì)算

根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙尺寸在ANSYS環(huán)境中建立三維幾何模型，依據(jù)原結(jié)構(gòu)有限元分析方法建立有限元模型。網(wǎng)格類(lèi)型選用SOLID92，網(wǎng)格劃分后的總單元數(shù)為102146個(gè)，計(jì)算網(wǎng)格模型如圖7所示。動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)材料參數(shù)、載荷及約束與原結(jié)構(gòu)相同。

圖7 動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)有限元模型

2.2.2 動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)有限元計(jì)算

由ANSYS有限元計(jì)算結(jié)果提取動(dòng)顎減重結(jié)構(gòu)的等效位移云圖和等效應(yīng)力云圖，分別如圖8和圖9所示。

圖8 減重結(jié)構(gòu)等效位移云圖

圖9 減重結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力云圖

由有限元計(jì)算結(jié)果可知，改進(jìn)后的動(dòng)顎整體變形與原結(jié)構(gòu)相近，最大位移量為0.298mm，最大等效應(yīng)力為83.357MPa，遠(yuǎn)低于材料的屈服強(qiáng)度極限（230MPa），最大應(yīng)力位置仍處于動(dòng)顎凹槽頂端及孔洞的邊緣處。通過(guò)帶孔和不帶孔模型比較可以看出，減重后的結(jié)構(gòu)在剛度上基本相同，數(shù)值上略有上升，但整體剛度不大(最大位移較小)，因此對(duì)剛度影響不大。在強(qiáng)度上，最大等效應(yīng)力反而降低了21%，因此從靜態(tài)強(qiáng)度意義和節(jié)約材料上講減重結(jié)構(gòu)（有孔面板如圖10所示）設(shè)計(jì)相對(duì)優(yōu)越，且已應(yīng)用于實(shí)際生產(chǎn)中，并表現(xiàn)出良好效果。

圖10 減重動(dòng)顎結(jié)構(gòu)實(shí)體照片

3 動(dòng)顎優(yōu)化前后模態(tài)分析

為分析結(jié)構(gòu)改進(jìn)后對(duì)其振動(dòng)特性的影響，本文將計(jì)算動(dòng)顎在動(dòng)態(tài)激勵(lì)下的響應(yīng)，本文選用Block Lanczos法求解動(dòng)顎的模態(tài)。本文分別提取了前12階固有頻率，由模態(tài)分析結(jié)構(gòu)可知：優(yōu)化前后動(dòng)顎總重量由3867kg下降到3613kg，總重量下降了6.6%；前6階固有頻率均為零或接近于零，后6階固有頻率均有提升，平均提升在8%以上，數(shù)值如表2所示。結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后各階主振型整體保持一致，即動(dòng)顎結(jié)構(gòu)的優(yōu)化沒(méi)有影響振動(dòng)特性的改變。

表3 動(dòng)顎優(yōu)化前后固有頻率(Hz)

4 結(jié)論

本文針對(duì)BP-1300/950型顎式破碎機(jī)進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)，在最大程度降低生產(chǎn)成本的前提下，可在重量減輕6.6%的同時(shí)，保證破碎機(jī)的破碎效果符合要求。優(yōu)化前后的力學(xué)特性和模態(tài)分析表明，在降低動(dòng)顎總質(zhì)量的情況下，保證了動(dòng)顎的強(qiáng)度與剛度，且沒(méi)有改變振動(dòng)形態(tài)，在提高破碎機(jī)使用壽命及企業(yè)競(jìng)爭(zhēng)力方面獲得了效果。實(shí)踐表明，本研究既解決了實(shí)際工程問(wèn)題，又為顎式破碎機(jī)新產(chǎn)品的研發(fā)提供有益參考。

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