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反擊式破碎機是在錘式破碎機基礎上發(fā)展起來的一種新型高效的破碎機，具有破碎比大、產品顆粒性好、破碎效率高等優(yōu)點，廣泛地應用于礦山、冶金、建筑以及化工等行業(yè)中。反擊式破碎機的工作原理是利用高速回轉的轉子去沖擊物料，被沖擊后的物料獲得巨大的動能，再經反擊板和礦石相互間的沖擊達到破碎的目的。其結構如圖所示。破碎機在工作時，主軸承受巨大的彎矩與轉矩，這對主軸的強度要求很高。針對型號為PF1315的反擊式破碎機的主軸，采用材料力學的方法對其靜強度、剛度等性能進行設計計算；另外采用有限元分析法，計算主軸具體應力分布，確定危險點的位置和應力集中系數，然后對主軸的疲勞強度進行計算，并對主軸結構進行優(yōu)化。
反擊式破碎機在工作時，主軸要承受自身和轉子旋轉產生的彎矩和電機傳遞給主軸的轉矩。在對主軸進行受力分析時要確定軸承和轉子在主軸上的安裝位置，整個轉子系統(tǒng)的結構如圖所示。根據上圖所示的轉子結構，對主軸進行受力分析。其受力示意圖如圖所示，其中R為軸承的安裝位置，脹套的安裝位置。考慮到作用在轉子軸上每個瞬間的載荷大小不等，在計算時忽略其工作過程中受到的外力，僅考慮轉子的重力F、轉子外端的圓周力F和板錘的不平衡力。
由于主軸在工作時同時受到彎矩和轉矩的作用，在判斷其危險截面時必須綜合考慮二者的影響。作用在破碎機主軸上的轉矩為由圖可以看出在各個截面受到的轉矩是相同的，所以在驗證危險截面時僅考慮彎矩的影響。從軸承的支撐點開始主軸所受的彎矩是逐漸增大的，到施加載荷的位置保持不變�？梢猿醪綌喽▋蓚�危險截面，分別是直徑170mm向180mm過渡的位置(圖中A截面)，此時彎矩雖不是最大，但截面半徑最��；另外就是180mm向200mm過渡的截面(B截面)，此處是彎矩達到最大時半徑最小的位置。
利用第三強度理論，分別對A截面進行校核，第三強度理論公式為已知主軸材料45#鋼的屈服強度為355MPa，而所計算的兩個危險截面的應力均遠小于其材料的屈服強度，證明主軸的靜強度符合設計要求。主軸在工作時可能發(fā)生不同形式的變形。如果發(fā)生的變形過大，會對軸承以及主軸本身造成損壞。下面對主軸的撓度和扭轉剛度進行校核。反擊式破碎機的主軸是階梯軸，此處用當量直徑法進行計算，把階梯軸看成當量直徑為d的光軸。其中，E為材料的彈性模量；I是當量截面的慣性矩。經計算可得轉軸的撓度，經比較本次計算的主軸的撓度滿足設計要求。然后對主軸的扭轉剛度進行計算，考慮到破碎機為大型沖擊機械，根據文獻可知其沖擊載荷因數關，取2.5。其中，f為主軸沖擊系數；T為電機傳遞給主軸的轉矩；G為剪切彈性模量，I為軸截面極慣性矩。經計算軸的扭轉剛度的設計要求，本次校核的反擊式破碎機主軸每米的扭轉角不到10-30，完全符合扭轉剛度設計要求。
反擊式破碎機在工作時，主軸處于高速旋轉的狀態(tài)，其使用壽命是設計質量的重要評價指標，所以需要對主軸的疲勞強度進行校核。在計算疲勞強度時需要考慮應力集中、材料表面質量和絕對尺寸的影響。其中表面質量和絕對尺寸的影響系數可以在手冊上直接查找到，但無法準確地確定主軸的應力集中系數。以下采用有限元的方法對主軸進行分析，計算主軸具體應力分布情況，確定其危險點位置和應力大小，以及主軸的應力集中系數。首先根據主軸的尺寸進行三維建模，然后將建好的三維模型導入ANSYS Workbench中，選擇Static Structural模塊。然后將主軸材料45#鋼的屬性添加到有限元模型中，其彈性模量E=2.0Xe5MPa，泊松比為0.30設置好材料的屬性之后，進行網格劃分，采用手動控制，對尖角與倒角進行網格細化，提高計算精度。然后按照軸承的安裝位置以及力和轉矩的大小對主軸施加固定和載荷。最后對主軸的有限元模型進行計算，其應力和應變云圖。從應力云圖可知，主軸的最大應力出現在安裝脹套的過渡截面，與上文通過材料力學計算的危險截面一致。
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