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秸稈粉碎機(jī)新聞動態(tài)

 

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輪式破碎機(jī)錘軸動力學(xué)分析及仿真研究

發(fā)布時(shí)間:2013-10-24 09:02    來源:未知

0、引言
    輪式破碎機(jī)與轉(zhuǎn)載機(jī)配套,用于煤礦井下巷道內(nèi)破碎大塊原煤。破碎機(jī)錘軸由皮帶輪、錐套、軸、錘體、軸承、軸承座和錘頭等組成。電機(jī)的輸出由窄V帶傳動傳給錘軸,帶動錘體旋轉(zhuǎn),破碎塊煤。錘軸要承受強(qiáng)烈的摩擦磨損、沖擊載荷和交變應(yīng)力的作用,靜、動態(tài)特性要求高。
    本文以PLM1800型破碎機(jī)錘軸為研究對象,利用Pro/E軟件建立了錘軸的三維幾何模型,模型簡化后導(dǎo)入ADAMS建立錘軸的動力學(xué)模型,對其進(jìn)行動力學(xué)仿真分析。并在ANSYS環(huán)境下對輪式破碎機(jī)錘軸進(jìn)行靜力學(xué)和動力學(xué)分析,找到其優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。并通過有限元仿真,對提高錘軸的工作壽命和輪式破碎機(jī)的分析、設(shè)計(jì)提供依據(jù)。
1、動力學(xué)分析
1.1幾何建模
    利用Pro/E建立破碎機(jī)錘軸組成零件的三維模型,然后根據(jù)零件的裝配關(guān)系建立錘軸總裝配圖,見圖1。
    對錘軸進(jìn)行動力學(xué)分析前需要對三維幾何模型進(jìn)行簡化處理。模型簡化后從Pro/E中導(dǎo)出格式為parasolid的文件,然后將其導(dǎo)入ADAMS建立錘軸的動力學(xué)幾何模型,見圖2。
1.2添加約束、施加載荷
輪式破碎機(jī)錘軸的工作轉(zhuǎn)速為370r/min,錘頭沖擊速度為20 m/s,可破碎物料單向抗壓強(qiáng)度為100MPa,可破碎原煤尺寸為:長度(不限)×800×800 mm,破碎能力為1 800 t/h。
    根據(jù)破碎機(jī)的工作條件和受力狀況,在ADAMS環(huán)境中對錘軸添加運(yùn)動約束:皮帶輪和錘體主軸之間建立固定約束;錘體主軸和錘體通過鍵連接,它們?nèi)咧g分別建立固定約束;錘體中心處建立旋轉(zhuǎn)副。在旋轉(zhuǎn)副上建立旋轉(zhuǎn)運(yùn)動;錘頭與煤塊之間施加碰撞約束。
1.3動力學(xué)仿真分析
    輪式破碎機(jī)錘軸建立動態(tài)模型、添加約束和載荷后,進(jìn)行模型檢驗(yàn),確認(rèn)無誤后對其進(jìn)行動力學(xué)仿真分析。設(shè)置煤的密度為1.8 kg/cm3,碰撞原煤的尺寸為1000×450×800 mm。碰撞過程的仿真圖3為錘軸與塊煤碰撞過程的碰撞力曲線。
    由仿真結(jié)果可知:碰撞最大接觸力為F =4.3×106 N,錘軸破煤時(shí)每次參與破煤的錘頭數(shù)量為4個(gè),面積為S =4 x9 057.5mm2=36 230mm2。由此,可計(jì)算碰撞強(qiáng)度P為:
    P: F/S =4.3 xl06 N/36 230 mm2: 118 MPa>100 MPa(煤單向抗壓強(qiáng)度為100 MPa)
    因此,輪式破碎機(jī)錘軸可有效破煤。
2、有限元仿真研究
2.1幾何建模
    根據(jù)主要分析部件及ANSYS分析的條件,對模型進(jìn)行必要的簡化修改,修改后的模型如圖4。為了計(jì)算方便,部件材質(zhì)全部選為鋼鐵,主要參數(shù)為:密度:7.8×10-6kg/mm3;彈性模量:2. 07×105MPa;泊松比:0.3。
2.2網(wǎng)格劃分
    根據(jù)計(jì)算機(jī)的配置,網(wǎng)格單元的大小設(shè)置為30mm,錘式破碎機(jī)的簡化結(jié)構(gòu)特征仍然比較復(fù)雜,所以選擇的單元類型為四面體線性單元。采用Auto-matic Method方法自動劃分網(wǎng)格,錘頭局部進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化Refinement。
2.3施加約束和載荷
    為了便于對錘頭的有限元仿真,設(shè)置錘體主軸固定,只在錘頭上施加碰撞力壓強(qiáng)。
    1)連接條件。簡化后的有限元模型錘體主軸和錘體是通過4個(gè)鍵連接并傳遞運(yùn)動和力矩,因此鍵的2個(gè)側(cè)面為承載面,分別與軸上的鍵槽和錘體上的鍵槽為“面與面接觸”連接。錘體主軸為固定約束。
    2)載荷類型。根據(jù)作用力與反作用力原理,在錘頭上施加118MPa的碰撞力壓強(qiáng)。
2.4有限元仿真
    根據(jù)建立的模型、約束和邊界條件,有限元仿真所得錘頭結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖分別如圖5、圖6所示。
3、結(jié)論
    1)通過ADAMS動力學(xué)仿真,對碰撞過程進(jìn)行了分析,能夠較真實(shí)地反映輪式破碎機(jī)的實(shí)際運(yùn)動情況,并計(jì)算出了水平方向和垂直方向的碰撞力,經(jīng)過計(jì)算驗(yàn)證了破碎機(jī)工作的可靠性。
    2)采用ANSYS有限元分析計(jì)算,能夠較真實(shí)地反映輪式破碎機(jī)錘頭的實(shí)際受力狀態(tài),明確應(yīng)力、應(yīng)變分布區(qū)域,且所得結(jié)果與實(shí)際較吻合。
    3)有限元仿真分析結(jié)果表明,PLM1800輪式破碎機(jī)錘頭零件的最大應(yīng)力為177 MPa,最大應(yīng)變?yōu)?.2 mm。由此可見,錘頭的安全系數(shù)較大,滿足安全要求。同時(shí)通過仿真結(jié)果對錘軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。

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