破碎力計算是各零部件強度有限元分析的基礎。當破碎腔進入硬度較高的非破碎物時，定錐和支承環將繞機架一固定點A抬起一個角度，迫使預緊彈簧進一步壓縮，以增大定錐和動錐之間的距離，使物料順利排出。此時動錐和物料之間的作用力為最大破碎力，主軸受力計算把主軸與偏心軸套在中間位置接觸作為分析工況，動錐（包含主軸）與偏心軸套及球面軸承相互作用力如圖所示，此時最大破碎力的作用線與過主軸與偏心軸套接觸點的水平線在P點相交，圖中l3=650mm。不計動錐及主軸自重，根據平面匯交力系的平衡條件，球面軸承對動錐的反力FR1必定通過P點，根據圖1列出Fmax、FR1及FR0三力的關系。
    （1）建立有限元模型主軸總體結構為階梯形，總長度2449.6mm，最小軸徑250mm。主軸材料為42CrMo，彈性模量212GPa，泊松比0.28，密度7850kg/m3，屈服強度930MPa。與動錐及偏心軸套配合的軸段為錐形，中部有油孔，為減小應力集中各截面變化處均做了圓角處理。圖2為該主軸的結構及主要尺寸。為得到精度較高的六面體網格，在ANSYS軟件中通過由面單元生成體單元的方法建立有限元模型，首先根據主軸工程圖，建立各關鍵點并形成軸截面，采用PLANE42單元進行網格劃分，然后經旋轉操作形成由20節點SOLID186體單元組成的有限元模型。面網格劃分及體網格形成過程中需進行網格控制操作，以達到合適的網格精度。整個模型共包含71656個節點，30300個單元，如圖所示。
    （2）邊界條件及載荷步考慮到主軸的左端準250圓柱面為外螺紋，與鎖緊螺母相配合，中部準300及準400圓柱面與動錐內圓柱面配合，因此這3個面可視做固定，約束全部自由度。
      主軸右端錐面與錐襯套接觸，承受大小為FR0的傾斜壓力，由于錐度很�。�3°），故近似認為是正壓力，這樣處理結果也偏于安全。該壓力分布規律為：沿軸向按二次拋物線分布，沿軸頸圓周方向120°按余弦分布，本文沿軸向將主軸右端錐面劃分為多個小段，各段均按上述規律進行加載。由于隨著偏心軸套的旋轉，主軸受力部位隨之變化，分別令FR0的作用面為相對的2個120°扇面定義2個載荷步，這2個載荷步受力大小完全相同。
    （3）靜力分析結果圖4、圖5分別為主軸在靜力作用下的等效應力云圖和位移云圖，反映了主軸承受靜力作用下的應力及變形。
       由圖4可知，主軸的最大等效應力發生在右部錐面與中部柱面的結合圓角處，節點號為77，最大應力值為188.42MPa，其反方向則受到較大的壓應力。由圖5可知，主軸最大位移發生在右端面，為2.01mm，上述結果與主軸的近似懸臂梁工況是吻合的。靜態有限元分析表明主軸的最大應力遠小于屈服強度，有較大的靜強度安全系數。
       破碎機正常工作時，偏心軸套具有245r/min的轉速，使主軸承受周期性的交變載荷，進而易發生疲勞破壞。ANSYS軟件采用名義應力法進行疲勞分析，根據零部件的名義應力和應力集中系數，按S-N曲線用疲勞損傷累積理論進行疲勞壽命計算。該方法定義彈性變形為結構的主導變形，適用于高周疲勞分析。

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