祁嵩林

（山西潞安集團潞寧煤業(yè)公司， 山西 忻州 036000）

1 顎式破碎機結構及肘板存在的問題

顎式破碎機主要由拉桿、拉簧、肘板、動顎板座、偏心軸、飛輪、料斗、定顎板等部分構成[1-3]。其中肘板是非常重要的構成部分。傳統(tǒng)形式的肘板為直線型，大量的實踐表明，直線型肘板不具備緩沖作用，在粉碎礦石的長時間工作中，如果遇到硬度比較大的礦石，肘板就會遭受很大的沖擊力，最終造成動顎板座發(fā)生斷裂問題[4-5]。而動顎板座的生產制造成本較高，再加上零部件破壞導致的生產線停機，這些都會給生產企業(yè)造成一定的損失?；诖?，非常有必要采取有效的方案對肘板的機構進行優(yōu)化改進，使其具備一定的緩沖作用?？梢詫⒃瓉淼闹本€型結構改進成為“S”形結構，可有效防止由于較大沖擊力而造成的動顎板座斷裂問題。然而，在實踐中發(fā)展，對肘板結構進行改進后，動顎板座雖然不發(fā)生斷裂問題，但是“S”形肘板本身卻時常發(fā)生斷裂現象，斷裂圖如圖1 所示。這些問題嚴重制約煤礦生產企業(yè)的效益，需要對其進行優(yōu)化改進，避免再次出現分裂問題。

2 肘板結構的建模分析

2.1 肘板模型的建立及網格劃分

基于實際使用的真實尺寸大小，利用PRO/E 三維造型軟件對肘板進行建模，并將所建模型導出為ANSYS 軟件能夠識別的格式，將三維模型導入到ANSYS 數值模擬分析軟件進行網格的劃分。由于肘板為“S”形結構，網格劃分過程中容易出現尖角、縫隙等問題，進而影響模擬仿真過程和結果。本文通過曲率的網格劃分方式對肘板模型進行網格劃分，確保網格劃分質量。

圖1 “S”形肘板斷裂圖

2.2 材料的選擇及參數輸入

肘板的生產制作材料通常為65Mn 鋼，該種材料的彈性模量和泊松比大小分別為2.06×1011Pa 和0.3，密度為7 850 kg/m2，屈服強度為690 MPa。在ANSYS 軟件中設置上述的主要材料屬性參數，以確保分析計算結果符合實際情況。此外，為了對肘板的疲勞壽命進行分析，還需要在軟件中輸入65Mn 鋼的S-N 曲線，S-N 曲線取自已有的試驗數據。

3 肘板結構靜力學和疲勞壽命結果分析

3.1 肘板應力和應變結果解讀

圖2 肘板結構的應力和應變云圖

圖2 所示為肘板的應力云圖和應變云圖。從圖中可以看出，肘板的最大應力為431.32 MPa，沒有超過材料的屈服強度，且整體上肘板的應力分布相對較為均勻。最大應變?yōu)?.002 169 6，可見肘板沒有出現過大的變形?；谏鲜鼋Y果可知，在單次載荷作用下，肘板的變形量和最大應力均在許可的范圍內，不至于對肘板產生較大傷害。進一步分析可知，導致肘板發(fā)生斷裂的原因為疲勞損傷，金屬材料在周期性載荷作用下出現的斷裂問題，最終導致肘板失效。

3.2 肘板結構疲勞壽命結果分析

在周期性循環(huán)加載過程中，平均加載力對結構件的壽命有直接影響。圖3 所示為肘板的疲勞壽命云圖，該圖顯示的是結構件不同位置達到疲勞失效準則時的循環(huán)次數，循環(huán)次數越低表示該區(qū)域的疲勞性能越差。從圖中可以看出，在“S”形肘板的凹槽位置疲勞壽命最差，為1.375 6×105，與設計使用壽命1.5×105相比較而言較低。因此，在肘板凹槽附近的位置容易發(fā)生疲勞斷裂問題。金屬材料的失效應力值和設計應力值之間的比稱之為安全系數，安全系數同樣是反映結構件安全性能的重要指標。本文所述顎式破碎機肘板的安全系數設計值為1.1，而模擬結果得到的最小安全系數卻只有0.976 42，略小于設計值，最小安全系數所在位置同樣在“S”形肘板的凹槽部位?；跀抵的M分析得到的結果與實際結果相吻合。

圖3 肘板的疲勞壽命云圖

4 肘板結構優(yōu)化及其計算結果分析

4.1 肘板結構優(yōu)化設計

鑒于原有肘板結構在使用過程中存在的容易斷裂的問題，筆者結合自身實踐經驗并查閱相關文獻資料，對原有肘板結構進行優(yōu)化設計，優(yōu)化改進后的肘板結構見圖4。主要改進之處在于將“S”形狀改造成凹字形狀，且將原來的一整塊板子改造成為一系列并排的圓柱。這種結構形式能夠在很大程度上提升肘板彈性，進一步發(fā)揮肘板的緩沖作用，降低瞬間較大沖擊力對肘板的影響，進而提升肘板結構的疲勞性能，避免在周期循環(huán)載荷作用下發(fā)生斷裂問題。

圖4 優(yōu)化改進后的肘板結構

4.2 新肘板結構模型的建立

同樣利用PEO/E 三維造型軟件對優(yōu)化改進后的肘板結構進行三維建模，并將建立好的三維模型導入ANSYS 軟件中進行建模。為了保證所得結果的對比性，網格劃分、材料選擇、初始條件和邊界條件均同上述模擬分析相同，所用材料同樣為65Mn 鋼。

4.3 新肘板結構計算結果分析

在網格類型、所用材料、邊界條件和初始條件均相同的情況下，分析得到了優(yōu)化改進后的肘板靜力學分析結果和疲勞壽命分析結果。如圖5 所示為優(yōu)化改進后的肘板結構應力和應變云圖，如圖6 所示為優(yōu)化改進后的肘板疲勞壽命云圖。

圖5 優(yōu)化改進后的肘板結構應力和應變云圖

圖6 優(yōu)化改進后的肘板疲勞壽命云圖

由分析得到的肘板結構應力云圖和應變云圖結果可知，改進后的肘板其最大應力值為291.93 MPa，最大應變值為0.001 435 1，此兩個數值與優(yōu)化改進前的肘板結構相比較而言均出現了很大程度的降低?？梢?，通過結構的改進，肘板的受力狀態(tài)出現了很好的改善。在疲勞壽命方面，優(yōu)化改進后的肘板最小循環(huán)加載次數為2.631 6×105，超過了肘板的設計使用壽命。此外，最小安全系數值也得到了大幅度提升，超過了設計值1.1。表1 所示為肘板結構優(yōu)化改進前后相關計算結果的對比分析。從表中數據可知，在等效應力、等效應變、疲勞壽命、安全系數等各個方面，優(yōu)化改進后的肘板結構表現出很大的優(yōu)勢，其中疲勞壽命的提升幅度最大，達到了91.32%。

表1 肘板結構優(yōu)化改進前后相關數據對比

由此可知，針對肘板結構進行優(yōu)化改進后其疲勞壽命和安全系數都能夠滿足設計要求值，完全能夠滿足實際使用需要。將本文所述的改進方案投入實際使用，實踐結果表明，應用效果良好，改進后的肘板結構其連續(xù)有效工作時間至少是原有結構的2倍以上，為煤礦企業(yè)創(chuàng)造了很好的經濟效益。

5 結論

對于礦用顎式破碎機肘板在使用過程中存在的斷裂問題，通過PRO/E 軟件進行三維建模，利用ANSYS 軟件進行靜力學分析和疲勞壽命分析。認為造成肘板發(fā)生斷裂的主要原因在于結構設計不合理，容易發(fā)生疲勞斷裂。基于此對原有的“S”形結構進行優(yōu)化改進，改造成凹字形狀且將原來的一整塊板子改造成為一系列并排的圓柱。與原有結構相比較而言，改進后的結構其靜力學性能和疲勞性能均得到了大幅度提升。實踐中發(fā)現新結構的使用壽命超過原結構的2 倍以上，本次優(yōu)化設計方案值得進一步推廣使用。