分級破碎機三維動態(tài)設計方法
【專利摘要】本發(fā)明涉及破碎機設計技術領域，具體公開了一種分級破碎機三維動態(tài)設計方法。該設計方法包括如下步驟：1）初步設計破碎機的齒輥直徑、齒輥長度、破碎齒形狀及裝機功率；2）進行破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真；3）進行破碎齒結構靜態(tài)試驗；4）進行整機模態(tài)分析及動態(tài)仿真；5）進行整機的動態(tài)試驗；6）基于正交試驗法進行結構優(yōu)化設計。本發(fā)明提供的設計方法更加系統(tǒng)化、更加規(guī)范和高效，大幅度降低研發(fā)成本，加快研發(fā)速度，同時在保證破碎機安全性能及可靠性的前提下，使設備輕量化，進一步提高性價比。
【專利說明】
分級破碎機H維動態(tài)設計方法
技術領域
[0001] 本發(fā)明設及破碎機設計技術領域，具體是一種分級破碎機=維動態(tài)設計方法。
【背景技術】
[0002] 分級式破碎機屬于一種新型的破碎機，主要針對煤礦井下集中破碎煤炭，煤礦井 上煤樓及選煤廠有粒度要求的破碎而設計的分級破碎機，主要用于高產(chǎn)量要求的煤炭破 碎，也適用于礦山、冶金礦物的粗、中級破碎。因分級破碎機的研究歷史較短，因此存在很多 弊端。破碎機的設計主要根據(jù)技術人員的經(jīng)驗，進行相似放大，其使用效果無法保證。系統(tǒng) 設計方法的缺失，直接影響著分級破碎機的發(fā)展。有必要開發(fā)一種新的系統(tǒng)的分級破碎機 設計方法。

【發(fā)明內(nèi)容】

[0003] 本發(fā)明的目的是提供一種分級破碎機的=維動態(tài)設計方法，解決了系統(tǒng)方法缺 失，破碎機使用效果無法保證的問題。
[0004] 為解決上述問題，本發(fā)明通過W下技術方案得W解決： 一種分級破碎機=維動態(tài)設計方法，包括W下步驟： 1)根據(jù)待破碎產(chǎn)品的硬度、粒度組成及粒度要求，根據(jù)經(jīng)驗和類比，初步設計破碎機的 齒漉直徑、齒漉長度、破碎齒形狀及裝機功率。
[0005] 2)進行破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真，包括破碎齒模型建立、有限元單元選取、邊 界條件的確定和結果分析。
[0006] 3)進行破碎齒結構靜態(tài)試驗。
[0007] 4)進行整機模態(tài)分析及動態(tài)仿真，包括整機模型建立、單元選取、邊界條件確定， 仿真結果分析。
[000引 5)進行整機動態(tài)試驗，包括整機制造、檢測系統(tǒng)設計、試驗臺設計、安裝傳感器、檢 測系統(tǒng)調(diào)試、試驗、結果分析。
[0009] 6)基于正交試驗法進行結構優(yōu)化設計。
[0010] 采用上述技術方案的本發(fā)明與現(xiàn)有設計方法相比，帶來的意料不到的技術效果如 下:本發(fā)明提供的分級破碎機=維動態(tài)設計方法，使分級破碎機設計方法更加系統(tǒng)化、更加 規(guī)范和高效，大幅度降低研發(fā)成本，加快研發(fā)速度，同時在保證破碎機安全性能及可靠性的 前提下，使設備輕量化，進一步提高性價比。
[0011] 本發(fā)明的優(yōu)選技術方案如下： 步驟2)中所述破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真工況依次為:切向承載能力分析、法向承 載能力分析和軸向承載能力分析;若破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真不合格，則修改初始設 計方案，包括:加大破碎齒厚度、降低破碎齒高度，修改破碎齒截面，再次進行靜態(tài)仿真，直 至達到材料強度的要求。
[0012] 步驟3)中所述進行破碎齒結構靜態(tài)試驗，按W下步驟進行:首先確定切向、法向和 軸向力大小及加載位置;試驗按切向承載、法向承載和軸向承載依次進行;根據(jù)實驗結果判 斷破碎齒機構的合理性;若實驗不合格，則根據(jù)實驗結果更改設計方案，修改仿真模型，直 至滿足要求。
[0013] 步驟4)中所述整機模態(tài)分析及動態(tài)仿真，若破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真不合 格，則修改初始設計方案，包括:加大破碎齒厚度、降低破碎齒高度，修改破碎齒截面，再次 進行靜態(tài)仿真，直至達到材料強度的要求。
[0014] 步驟5)中所述進行整機的動態(tài)試驗，若動態(tài)試驗某結構安全性能不符合要求，貝U 更改其設計和修改仿真模型，包括:增加機架及主軸的截面尺寸、加大焊接件板厚，再次進 行動態(tài)試驗，直至完成破碎機結構定型設計。
[0015] 步驟6)中所述基于正交試驗進行結構優(yōu)化，是W破碎機通過能力最大化為邊界條 件，W整機質(zhì)量最輕為目標，對整機結構進行優(yōu)化設計。
[0016] 所述步驟1)至步驟6)的各個步驟，可根據(jù)實際工礦要求進行步驟選擇，各步驟之 間可交叉進行。
【附圖說明】
[0017] 圖1為本發(fā)明分級破碎機=維動態(tài)設計方法流程圖。
[0018] 圖2為本發(fā)明實施例1的齒板式破碎齒幾何模型圖。
[0019] 圖3為本發(fā)明實施例1的破碎齒網(wǎng)格圖。
[0020] 圖4為本發(fā)明實施例1的頂面加載時的應力分布圖。
[0021] 圖5為本發(fā)明實施例1的破碎齒前面加載時的應力分布圖。
[0022] 圖6為本發(fā)明實施例1的側面加載時的應力分布圖。
[0023] 圖7為本發(fā)明實施例2的齒頭模型圖。
[0024] 圖8為本發(fā)明實施例2的模型網(wǎng)格劃分圖。
[0025] 圖9為本發(fā)明實施例2的頂面加載時的應力分布圖。
[0026] 圖10為本發(fā)明實施例2的切向力加載時的應力分布圖。
[0027] 圖11為本發(fā)明實施例2的軸向力加載時的應力分布圖。
[0028] 圖12為本發(fā)明實施例2的齒頭模型修改設計前后比較圖。
[0029] 圖13為本發(fā)明實施例2的修改設計后的網(wǎng)格劃分圖。
[0030] 圖14為本發(fā)明實施例2的修改設計后的齒頭法向加載應力分析圖。
[0031] 圖15為本發(fā)明實施例2的修改設計后的切向力加載分析圖。
[0032] 圖16為本發(fā)明實施例2的修改設計后的軸向力加載分析圖。
【具體實施方式】
[0033] 本領域技術人員可W借鑒本文內(nèi)容，適當改進工藝參數(shù)實現(xiàn)。特別需要指出的是， 所有類似的替換和改動對本領域技術人員來說是顯而易見的，它們都被視為包括在本發(fā) 明。
[0034] 實施例1 1)初始設計： 待破物料:原煤(含桿量為58%)，抗壓強度40Mpa; 入料粒度:《500mm，含5%超粒，最大粒度500mm，+50mm可見含桿量為58%; 出料粒度:《150mm; 處理能力：1200t/h; 根據(jù)經(jīng)驗和類比，初步設計破碎機的齒漉直徑、齒漉長度、破碎齒形狀及裝機功率如 下： 初定齒漉直徑900mm，采用齒盤結構，齒漉長度2500mm，裝機功率:2x200kW。
[0035] 步驟2)破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真： 1、幾何模型的建立 分級破碎機破碎齒與齒盤是一體的，齒盤具有較高的剛度，保證破碎過程中破碎齒根 部不會發(fā)生較大的變形和位移。在物料破碎過程中，破碎齒本身會承受大小、空間、時間上 隨機分布的載荷的作用，比齒盤的受力情況復雜很多。在實際使用中也表明破碎齒損壞的 幾率遠遠高于破碎齒板損壞的幾率。因此，可將破碎齒從破碎齒板上隔離出來，單獨對其強 度進行分析。將齒板式破碎齒從齒板分離出來，并建立的幾何模型如圖2所示。
[0036] 2、網(wǎng)格劃分及物性參數(shù)設置 應用軟件進行有限元分析時，網(wǎng)格劃分和物性參數(shù)設置是影響分析結果準確性的兩個 重要因素。在本文的研究中，破碎齒上兩點之間的最大距離為89.2mm，破碎齒的尺寸較小， 只對破碎齒進行靜力分析，網(wǎng)格數(shù)目和計算量相對較小。同時，破碎齒的邊緣倒角較多，運 種情況下，用自由網(wǎng)格不會使網(wǎng)格數(shù)目和計算量過大，也可降低網(wǎng)格劃分的工作量。故采用 四面體網(wǎng)格對破碎齒進行網(wǎng)格化，見圖3，網(wǎng)格總數(shù)為270364個。
[0037] 靜力分析法是分析分級破碎機破碎齒在可能受到的各種不同形式的最大載荷的 作用下時的應力的有效方法。在破碎齒應力分析中，物性參數(shù)如表1所示。 「00；381 親1疏磕祀物!化泉撕
法向承載能力分析:
圖4是頂面加載時的應力分布，從圖中可見，應力最大值出現(xiàn)在前面齒根中屯、處，最大 應力值為325MPa，低于材料許用應力值。
[0039] 切向承載能力分析：
圖5是破碎齒前面加載時的應力分布圖，最大應力值為827Mpa，出現(xiàn)在破碎刃與底面連 接的齒根處?？梢?，破碎齒最大應力低于許用應力。
[0040] 軸向承載能力分析： 巧=0.8巧=4.588 Xl 於N 圖6是側面加載時的應力分布圖，由圖可見，最大應力值出現(xiàn)在加載面齒根處，尤其是 靠近破碎齒前面的齒根角上，應力集中更為明顯，最大應力值為642MPa，低于許用應力值。
[0041] 步驟3)對制作的破碎齒盤進行受力分析，分別按切向承載、法向承載和軸向承載 依次進行試驗，觀察破碎齒的變形情況。
[0042] 法向加載部位在破碎齒頂，加載力為3.24 Xl妒N;切向加載在破碎齒的前端刃， 加載力為5.7巧xl0t如?；軸向加載在破碎齒的側面，加載力為4.5目Sxl04A^破碎齒均未有明 顯變形或損壞。
[0043] 步驟4)利用有限元軟件建立整機=維動態(tài)模型，對其進行模態(tài)分析計算出固有頻 率及振型W防止其發(fā)生共振。依次進行整機模型建立、單元選取、邊界條件確定，仿真結果 分析，應力應變小于材料的許用強度。
[0044] 步驟 5) 設備制造組裝完畢后，在應力應變較大處安裝應變傳感器，接電試運轉，經(jīng)檢測，設備 噪音、振動、溫升等各項目全部符合檢測要求，整機較大應力應變與步驟4分析相同，均小于 材料的許用強度。
[0045] 實施例2 步驟1)初始設計： 待破物料:原煤； 入料粒度:《700mm; 出料粒度:《300mm; 處理能力：2000t/h; 根據(jù)經(jīng)驗和類比，初步設計破碎機的齒漉直徑、齒漉長度、破碎齒形狀及裝機功率如 下： 初定齒漉直徑830mm，采用齒盤結構，齒漉長度化OOmm，裝機功率:2x315kW，材料性能與 實施例1相同。
[0046] 步驟2)破碎齒靜態(tài)仿真 1、幾何模型的建立 齒頭模型圖見圖7。
[0047] 模型網(wǎng)格劃分圖見圖8。
[004引 2、網(wǎng)格劃分 網(wǎng)格劃分的細節(jié)如下： 節(jié)點數(shù):10954; 單元大小:6.85606mm; 公差:0.342803 mm; 單元總數(shù):7178。
[0049] 3、法向承載能力分析： 法向受力巧=624〇 N; 圖9是頂面加載時的應力分布圖，從圖中可見，最大應力值為19.5MPa，應力很小，可W 忽略。
[0050] 4、切向承載能力分析： 扭矩：T=9549 XP / n=9549X315/74=40648N.m;
圖10是切向力加載時的應力分布，最大應力值為1155. IMpa，出現(xiàn)在破碎刃與底面連接 的齒根處，最大應力超出材料的許用應力。
[0化1] 5、抽向雖裁能力分析：
圖11是軸向力加載時的應力分布圖，最大應力值出現(xiàn)在加載面齒根處，尤其是靠近破 碎齒前面的齒根角上，最大應力值為503MPa，低于許用應力值。
[0化2] 6、修改設計： 切向力加載分析，齒根處應力1155. IMPa，超出了材料的許用應力需要修改設計，在不 改變破碎參數(shù)的前提下，把齒根處厚度方向加大20mm，由60mm修改為80 mm。長度方向加大 23mm，由89mm修改為112 mm。齒高不變，齒頂尺寸也不變，具體參見圖12。
[0053] 修改設計后，需重復步驟1~5,重新制作模型、進行受力分析，各方向載荷與修改 前相同。
[0054] 圖13是修改設計后的齒頭網(wǎng)格劃分圖，節(jié)點數(shù)10909,單元總數(shù)7117。
[0055] 圖14是修改設計后的齒頭法向加載應力分析圖，最大應力19.8MPa，與修改前沒有 大的變化。
[0056] 圖15是修改設計后的切向力加載分析圖，產(chǎn)生最大應力的部位與修改設計前相 同，最大應力891.3MPa，低于材料的許用應力。
[0057] 圖16是修改設計后的軸向力加載分析圖，產(chǎn)生最大應力的部位與修改設計前相 同，最大應力305MPa，與修改前也有所降低。
[005引 W上分析說明，修改設計的齒頭分別在法向、切向和軸向=個方向加載，應力都低 于許用應力。
[0059] 步驟3)破碎齒靜態(tài)試驗 按修改后的參數(shù)制作試件，分別在=個方向加載作靜力試驗，徑向出現(xiàn)明顯變形和損 壞，重復步驟2)，直至破碎齒強度滿足設計要求。
[0060] 步驟4)利用有限元軟件建立整機=維動態(tài)模型，對其進行模態(tài)分析計算出固有頻 率及振型W防止其發(fā)生共振。依次進行整機模型建立、單元選取、邊界條件確定，仿真結果 分析:工作頻率與固有頻率接近時，改變驅(qū)動布置形式或者改變齒漉直徑及長度，W避免共 振;應力集中處適當增大圓角或者增大截面尺寸。
[0061 ]步驟 5) 設備制造組裝完畢后，在應力應變較大處安裝應變傳感器，接電試運轉，經(jīng)檢測，設備 噪音、振動、溫升等各項目全部符合檢測要求，整機較大應力應變與步驟4)分析相同，均小 于材料的許用強度。
[0062] 本發(fā)明提供的上述實施例，使分級破碎機設計方法更加系統(tǒng)化、更加規(guī)范和高效， 大幅度降低研發(fā)成本，加快研發(fā)速度，同時在保證破碎機安全性能及可靠性的前提下，使設 備輕量化，進一步提高性價比。
[0063] 上所述僅是本發(fā)明的優(yōu)選實施方式，應當指出，對于本技術領域的普通技術人員 來說，在不脫離本發(fā)明原理的前提下，還可W做出若干改進和潤飾，運些改進和潤飾也應視 為本發(fā)明的保護范圍。
【主權項】
1. 一種分級破碎機三維動態(tài)設計方法，包括以下步驟： 1) 根據(jù)待破碎產(chǎn)品的硬度、粒度組成及粒度要求，根據(jù)經(jīng)驗和類比，初步設計破碎機的 齒輥直徑、齒輥長度、破碎齒形狀及裝機功率； 2) 進行破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真，包括破碎齒模型建立、有限元單元選取、邊界條 件的確定和結果分析； 3) 進行破碎齒結構靜態(tài)試驗； 4) 進行整機模態(tài)分析及動態(tài)仿真，包括整機模型建立、單元選取、邊界條件確定，仿真 結果分析； 5) 進行整機動態(tài)試驗，包括整機制造、檢測系統(tǒng)設計、試驗臺設計、安裝傳感器、檢測系 統(tǒng)調(diào)試、試驗、結果分析； 6) 基于正交試驗法進行結構優(yōu)化設計。2. 如權利要求1所述的設計方法，其特征在于，步驟2)中所述破碎齒結構安全性能靜態(tài) 仿真工況依次為:切向承載能力分析、法向承載能力分析和軸向承載能力分析;若破碎齒結 構安全性能靜態(tài)仿真不合格，則修改初始設計方案，包括:加大破碎齒厚度、降低破碎齒高 度，修改破碎齒截面，再次進行靜態(tài)仿真，直至達到材料強度的要求。3. 如權利要求1所述的設計方法，其特征在于，步驟3)中所述進行破碎齒結構靜態(tài)試 驗，按以下步驟進行:首先確定切向、法向和軸向力大小及加載位置;試驗按切向承載、法向 承載和軸向承載依次進行;根據(jù)實驗結果判斷破碎齒機構的合理性;若實驗不合格，則根據(jù) 實驗結果更改設計方案，修改仿真模型，直至滿足要求。4. 如權利要求1所述的設計方法，其特征在于，步驟4)中所述整機模態(tài)分析及動態(tài)仿 真，若破碎齒結構安全性能靜態(tài)仿真不合格，則修改初始設計方案，包括:加大破碎齒厚度、 降低破碎齒高度，修改破碎齒截面，再次進行靜態(tài)仿真，直至達到材料強度的要求。5. 如權利要求1所述的設計方法，其特征在于，步驟5)中所述進行整機的動態(tài)試驗，若 動態(tài)試驗某結構安全性能不符合要求，則更改其設計和修改仿真模型，包括:增加機架及主 軸的截面尺寸、加大焊接件板厚，再次進行動態(tài)試驗，直至完成破碎機結構定型設計。6. 如權利要求1所述的設計方法，其特征在于，步驟6)中所述基于正交試驗進行結構優(yōu) 化，是以破碎機通過能力最大化為邊界條件，以整機質(zhì)量最輕為目標，對整機結構進行優(yōu)化 設計。7. 如權利要求1至6任一所述的設計方法，其特征在于，所述步驟1)至步驟6)的各個步 驟，可根據(jù)實際工礦要求進行步驟選擇，各步驟之間可交叉進行。
【文檔編號】G06F17/50GK106021807SQ201610395644
【公開日】2016年10月12日
【申請日】2016年6月7日
【發(fā)明人】王保強, 王宏, 李永志, 李朋
【申請人】中煤科工集團唐山研究院有限公司