颚式破碎机机构优化设计

)式中:Pn——电动机功率(kw);K1——物料特性有关的系数，对于中等硬度物料，K1=1.5-2.0，此处取K=1.8;K2为与破碎机规格有关的系数，对于PE600x900颚式破碎机，K2=1.2-1.5，取K2=1.4;K3为考虑破碎机工作条件的系数，如给料均匀性、物料湿度等，一般取K3;=1.0-1.2，当给料均匀、物料湿度正常，取K3=1.1;Q为破碎机的生产能力(t/h)，PE600x900颚式破碎机的生产能力一般在50-180t/h，取Q=115t/h(平均生产能力);η为传动效率，包括皮带传动、轴承摩擦等的综合效率，一般η=0.8-0.9，取η=0.85。将上述各值代入公式可得:Pn≈37.9kW。然而，实际应用中，考虑到破碎机启动时的冲击负荷、物料性质的波动以及长期稳定运行等因素，通常会在计算功率的基础上增加一定的余量。对于PE600x900颚式破碎机，实际配备的电动机功率在计算结果上乘以1.5-2.5的系数，这里取1.8。实际上Pn=1.8×37.9=68.22kW。综合以上因素，对于PE600x900颚式破碎机，可以使用的型号为YB315M-8的电动机，公率为75kW,额定转速为750r/min。（5）机箱图3.7颚式破碎机箱体的作用箱体作为主体支撑结构，需要对载荷进行支撑，对振动进行抗冲击，吸收设备运行中的振动，保证整机稳定运行。此外将运动部件进行隔离，遮挡高速运动的偏心轴、连杆等部件，避免人员误触引发事故。机箱的受力情况会比较复杂，在前壁处承受动颚传递的破碎反力，在轴承座处会承受偏心轴扭矩导致局部高应力。机箱本身会承受一定的振动载荷，动颚摆动与物料冲击引发交变应力，使用过程中容易导致焊缝疲劳开裂。目前的大多是箱体采用了模块化的设计，可以提升维护的便捷性，并且在箱体上设置观察门或检修口，方便快速检查破碎腔状态或清理堵塞物料。第四章关键零部件的有限元分析和优化在本研究中将采用Solidworks对关键零部件进行静力学分析、拓扑优化等，SolidWorksSimulation是基于有限元法的工程分析工具，可直接在SolidWorks环境中运行，支持分析很多不同的类型，如静应力分析、热分析、频率分析、屈曲分析等。4.1动颚支架动颚是破碎机的关键部件，具有比较高的精度和刚度要求，因为动颚在工作过程中会承受比较高的挤压力，需要在工作过程中保持坚固。动颚类似于一种箱体结构，由多块铸钢材料制成，经过焊接成为破碎机的一部分。4.1.1有限元分析图4.1动颚支架的三维模型图4.2动颚支架的剖切视图本论文利用Solidworks中的Simulation插件对破碎机动颚进行有限元分析，找到动颚结构设计中受力比较大，但结构比较薄弱的地方，和受力比较小的地方，根据结果对动颚的结构做出合理优化。并对优化前后动颚的性能进行分析，通过这种设计方式，对动颚结构进行了有限元优化设计，减轻了动颚的重量，同时保证了动颚的性能不会出现大幅度下降。有限元分析过程如下：（1）建模通过Solidworks对动颚支架进行建模，在实际生产过程中，动颚支架是由多块零件组合焊接而成，焊接处的几何形状会比较复杂，在进行有限元分析时可以将其视作一个整体。将材料选定为ZG270-500，这是一种铸造碳钢，弹性模量2e+11N/m2，即200GPa，泊松比0.32，抗剪模量7.6e+10N/m2。即76GPa。（2）划分网格在Simulation中自动划分网格，每个被划分的网格即为单元，本次分析中采用三角形单元，该单元适应性强的优点，较容易进行网络划分和逼近边界形状，应用比较灵活。相比与矩形单元，更能适应曲线边界和斜边界。网格密度越高，计算结果越精确，因此将网格密度置为“良好”，最大单元60mm，最小单元3mm。由于零件中存在一定的曲面，因此网格基于混合曲面。图4.3网格划分（3）施加边界条件和载荷该零件的边界条件是在安装轴承的位置收到径向和轴向约束，这两种约束保证了动颚的摆动。动颚上安装着动颚板，动颚板承受着破碎工作时的挤压力，无论是结构还是手里工况都比较复杂动颚板的结构比较复杂。因此通过查询相关数据，PE600×900该型号的破碎机可以产生1500KN的破碎力。在实际设计中会添加一定的安全系数，因此取最大破碎力为2000KN。图4.4施加边界条件和载荷（4）运行计算计算结果如下图所示。图4.5运行结果a图4.6运行结果b通过分析结果可以明显看出，该型号的破碎机在设计过程中保留的安全余量比较大。但在与弹簧调整杆的连接处存在应力集中，有可能会造成屈服。4.1.2优化安装动颚板的动颚支架的结构比较复杂，质量也比较大，可以通过优化结构进行一定的减重，对动颚的改进设计主要集中在提高动颚齿板座强度的均匀化设计上。通过前文对动颚的有限元分析，获得了等效应力云图，分析云图可以得出结论，动颚板的板厚方向以及板筋的连接处受力较小，大多数区域的最大应力数值实际上会远远小于动颚板的屈服载荷。分析动颚板的三维模型，发现其在动颚板承载板厚度的方向和用于支撑动颚支座的板厚方向可以进行较大的改进，因此，从以下三个方面进行进行优化：（1）用来安装动颚板的板厚由50mm修改为35mm，同时内部的筋板从50mm，修改为35mm；（2）在于弹簧杆的连接处存在应力集中，增大这一部分的厚度，由28.5mm增加至38.5mm；（3）为了降低在动颚横梁与轴承座连接处所产生的应力，可以加大圆弧过渡尺寸，将半径修改为70mm；（4）将上方减重所用的花纹深度由10mm增加至35mm。对经过尺寸修改后的模型再次进行有限元，可以获得如下图所示的结果。从云图上可以得出结论，此时的最大应力有所减小，重量有所下降，所以这次的调整减少了材料重量，提高了整体结构强度。改进前重量为2009KG，改进后重量为1841KG，减重了8.4%左右。图4.7改进后应力分布云图运用有限元分析插件对动颚体进行了结构等强度改进设计，改进后，动颚应力分布更为均匀，增强整体结构强度和抗疲劳能力，达到了齿板座结构强度均匀化改进的目的。4.2偏心轴4.2.1有限元分析使用同样的方法对偏心轴进行进行有限元分析，对于建模过程和网格的划分步骤与动颚相同，下面有限元分析中需要施加的边界条件和施加的载荷进行分析。偏心轴的材料为40Cr，材料的相关数据如下：弹性模量E泊松比r密度2.11×105MPa0.37820Kg/m3偏心轴是由两端的轴承支撑的，在这里两个轴承支撑形式简化为简支梁模型，一端固定，一端简支，在进行有限元分析的过程中可以将，其中一端施加径向和周向约束，在另外一段施加径向约束，以便于对偏心轴进行力学分析。由机构受力分析可知：破碎机工作时，作用力在偏心轴上有集中力RHD，将此力分解到偏心轴动颚轴颈处，可以得出如下关系：RH1=RH2=RHD/2（4-1）同时在机架两轴颈处的支反力为：Rh1=Rh2=RHD/2（4-2）这些力对偏心轴产生弯矩。下面对偏心轴受到的其他力矩进行计算，经过分析有电动机的主动力矩M1,飞轮产生的主动力矩M2，在动颚轴颈处产生的阻力矩M3。传动扭矩通过皮带轮将主力矩传递给偏心轴。扭矩大小可以通过以下公式进行计算：P=Pn×η1×η2（4-2）式中：Pn——电动机功率，由厂商的手册可知，Pn为75KW。η1——带传动效率，取值为0.96；η2——轴承效率，取值为0.99。计算可得传动到主轴上的转矩大小为M1=71280N.m。通过Solidworks建立三维模型，在材料中对相关条件进行定义，在新式的颚式破碎机中，一般不使用键连接，会使用胀紧套进行连接，这种连接方式对中精度高、安装/调整/拆卸更加方便、强度高，适用于传递重型负荷。因为轴端需要加装端盖，并且偏心轴结构比较特殊，在实际应用中都会采用实心轴。在设置约束的过程中，将其简化为简支梁模型，一端完全固定，另一端进限制径向位移，再实际使用过程中，偏心轴使用调心滚子轴承进行支撑，简支模型可以平衡计算的效率和精度。载荷是在与动颚的接触面产生。图4.8偏心轴三维模型从力学分析可以看出，大部分区域所受应力都小于主轴的屈服力，但在偏心轴两侧存在部分应力集中。图4.9偏心轴的静力学分析4.2.2优化通过上述分析可以看出，偏心轴在与皮带轮连接的位置，受到的应力集中最高，并且已经接近轴的屈服应力，对此，可以通过增加此处圆角大小的方式轴的载荷能力，现有的圆角大小为10mm，为了不与皮带轮等产生干涉，可以将圆角大小增大为14mm。优化后的偏心轴静力学分析如下图所示：图4.10优化后偏心轴的静力学分析4.3对机箱的分析在颚式破碎机中，箱体的重量也占了很大一部分，箱体的主要作用是支撑破碎机中的各个零部件，保障结构的稳定，以及将四周密闭，防止扬尘和物料蹦出。目前的破碎机箱体设计大多根据现有机构或经验而定，存在一定的局限性。机架的侧壁，前墙，支撑板为一焊接件，材料为45#钢。依据材料手册主要参数如下。弹性模量为210GPa，泊松比0.30，屈服极限为355MPa，密度7.85×103Kg/M3。破碎机在进入破碎工作状态时，破碎力会作用在前侧箱体和后侧的肘板座上，其它方向也有一定的受力，但相对来说可以进行忽略。对机箱进行受力分析，属于静态分析的一种，机箱受到的载荷是集中力，受力点会出现在轴承座和肘板处，相对来说前壁受到的载荷影响比较小。可以假设机架受力面的的受力为正向压力，破碎机能够使用的破碎力最大值为320Mpa，在进行计算时，当作用于动颚上的破碎力的值为320MPa时，破碎中的峰值负荷可达到5倍，计算中取1600MPa。连杆轴承座所受的集中力可以计算取值为在轴承座上施加640MPa的应力。4.3.1有限元分析通过Solidworks对机箱进行建模，由于机箱部分采用了螺栓和焊接两种连接方式，在实际分析过程中会比较复杂，因此在本次优化过程中仅对机箱焊接部分进行建模分析，机箱焊接部分的三维模型如下图所示：图4.11机箱的三维模型为了减少运算量，使求得的结果更加准确，需要对破碎机整体进行一定的简化，去除与本次研究结果相关性较小的零件和特征，并对简化后的三维模型进行建模，将其制作为一个单独的零件，忽略零件之间的相互影响以及焊缝等的影响。转化之后的零件图如下图所示：图4.12简化之后的装配图通过简化，可以有效减少模型的运算量，下面对简化后的箱体进行静力学分析。图4.13机箱的静力学分析通过分析可知，机箱的下部由螺栓进行固定，箱体上部与轴承座的连接部分受到偏心轴的扭矩作用，根据前文计算，此处的扭矩可以定义为5200N·m，运行静力学分析，最大应力在轴承座与箱体连接处。4.3.2拓扑优化图4.14简化之后的箱体模型通过对箱体，以及箱体附属的必要零件进行独立，使其行程一个单独的零件，随后在Solidworks的拓扑优化功能中对其进行分析，具体步骤如下：1、设置夹具，对箱体进行固定；2、设置外部载荷，其中定颚板固定面和轴承座会受到压力，根据计算，定义为260KN；3、设置网格，通过SW自动划分网格，在本次优化中使用三角形网格，这样可以提高优化效率。4、设置目标和约束，目的是或得最佳的强度重量比；此外对制造进行一定的控制，考虑到机箱为对称结构，因此可以进行对称控制。之后运行拓扑优化，通过软件对箱体执行拓扑优化。拓扑优化的结果如下图所示：图4.15机箱的拓扑优化结果1图4.16机箱的拓扑优化结果2由于拓扑优化后会在零件表面形成一些曲面，这些曲面在实际生产制造中很难进行生产，因此需要对优化结果进行进一步处理。可以通过Solidworks的相关功能，将拓扑优化的结果导出为光顺网格实体。通过后续对破面的修复过程、重新设计角撑板等操作，最终的重构结果如下图所示：图4.17机箱的重构结果根据拓扑优化的结果，对机箱的特定位置进行了重构，通过软件测算，重构后的质量为517.2kg，减重约22.2%，实现了对机箱的轻量化处理。在本章节中，通过多种方式，对动颚、偏心轴、箱体进行了不同程度的优化，在一定程度上减轻了整机重量，减缓了应力集中的现象，提高了整机的性能，对该型号的颚式破碎机进行了一定程度的优化，下面对优化结果进行统计，统计结果如下：表4.1动颚的优化结果类型优化前优化后优化结果冯·米塞斯应力/Mpa2.53×1082.47×108减小2.3%总质量/kg20091841减小8.4%表4.2偏心轴的优化结果类型优化前优化后优化结果冯·米塞斯应力/Mpa2.159×1082.015×108减小6.7%总质量/kg468468几乎不变表4.1箱体的优化结果类型优化前优化后优化结果总质量/kg664.69517.2减重22.2%总结在本次研究设计中发现，颚式破碎机有一些可以被优化的地方，比如可以提高破碎比、偏心轴转速较低、所驱动的飞轮、破碎装置效率较低、生产能力比较低，同时能耗相对较高、机构内部的关键零件磨损严重等。在本研究中使用Solidworks，对颚式破碎机进行三维建模，分析研究颚式破碎机的运动学模型，并对其中的一些元件进行优化处理，提升破碎机的性能，降低重量。通过对关键零部件进行建模、有限元分析、优化，最终使颚式破碎机的重量有所减轻，部分零件的性能得到优化，减小了应力集中，提升了使用寿命。对机箱进行拓扑优化，在不降低性能的前提下，使箱体的重量有所下降，并且可以基于此次优化，改进工艺，将整体焊接转化为支架焊接，之后安装铁皮外壳。不仅可以降低重量、简化工艺，也提供了一种新的优化思路。国内外有很多制造、生产颚式破碎机的厂家，再生产过程中，他们会使用统一的命名习惯，方便用户选用，通过对厂家的研究、调查、总结，最终得出颚式破碎机在未来的发展方向大致有5个：（1）提升规格尺寸，在国内外相关的研究、设计，颚式破碎机的体积、破碎能力在不断地提升，已经逐步发展出了一种1600mm×2200大型复摆式破碎机；我国北京矿冶研究总院针对颚式破碎机的优化，提出了一种动态啮角设计的概念，从理论上解决摆式破碎机的在性能优化方面的问题，根据该理论设计出了动态啮角双曲线腔型颚式破碎机、外动鄂式破碎机，机构上有所创新、腔体也得到了优化。日本神户开发的一种大规格复摆颚式破碎机，在粉碎过程中加入了独特的设计使其性能得到提高；（2）目前的颚式破碎机大多使用滑动轴承作为支撑，因此可以使用滚动轴承进行替代；（3）使用新型过载保护装置，取代传统的断肘板保护系统，采用液压过载保护和液压调节排料，提高了颚式破碎机运行性能。（4）个性化的设计。从相关物料的力学研究着手，针对不同物料破碎的个性化要求进行设计，使之适应性大幅度提高，相对来说阿静低了成本和能耗。（5）提高机械制造、构成、元件质量和设计水平，降低噪音，降低易耗件消耗，加大破碎比，降低维护费用。参考文献[1]梁鑫.选煤厂复摆颚式破碎机关键部件的受力分析[J].机械管理开发,2025,40(01):71-73.[2]杜威,于兴社,马宁,等.颚式破碎机衬板磨损特性及调整[J].河北冶金,2025,(01):52-54+71.[3]吴俊杰.基于模糊理论的铜矿颚式破碎机齿轮寿命预测方法分析[J].中国机械,2024,(36):126-129.[4]武宏旺.煤用鄂式破碎机偏心轴的力学性能分析与优化[J].煤炭加工与综合利用,2024,(09):54-58.[5]高攀,王真.复摆颚式破碎机产品族模块化设计关键技术与方法[J].洁净煤技术,2024,