圆锥破碎机机身和破碎动锥模态分析

圆锥破碎机是细碎设备中应用广泛的破碎机机型，其具备能耗小、产量大和破碎粒度均匀等优点。但是随着圆锥破碎机大型化发展趋势，振动是该设备工作过程中不可忽略的一大问题，振动严重会直接导致设备损坏。下面红星机械厂家就圆锥破碎机的主要部件——机身和破碎动锥进行了结构模态分析，对其振动特性进行了分析，指出设备可能出现共振的频率区间，可为设计制造提供参考。

1、机身分析

（1）机身基本情况

破碎机机身由横梁、上机架、中机架、下机架、底座以及液压托架等部件组成，结构非常复杂。首先要对机身进行简化处理，略去一些对计算精度影响不大的细节因素，如小的圆角、倒角、螺栓孔以及部分肋板等，然后对机身各部件进行网格划分，尽量划分为精度较高的8节点6面体网格，单元个数345981。选用弹性材料模型，材料参数：密度为7.85×10-3g/mm3，弹性模量为2.06×1011Pa，泊松比为0.3。将机身作为一个整体来进行分析。根据实际工况，对机身底面进行了全约束。

（2）机身振动分析

圆锥破碎机的主要激励频率有两个：动锥的转动频率2.6Hz，以及锥齿轮的轮齿啮合频率145.6Hz。结合以上分析结果可以看出：

（1）所有振型频率均远大于圆锥破碎机的动锥旋转频率2.6Hz，所以不会在此频率下发生共振；

（2）前3阶低阶频率下的振型是整体振型，且振型相对变化量不是很大，所以设备在相应频率下整体刚度满足要求；

（3）第4、9阶频率下的振型均为局部沿x轴方向扭转变形，且相对变化量偏大，分别达到0.3、0.4mm，同时由于第8、9阶的振动频率与145.6Hz接近，有发生共振的风险。更重要的是，据现场反馈回来的信息，横梁支撑连接部位出现过裂纹，所以应在结构设计时引起足够重视，可考虑改变横梁支撑结构，或调整传动锥齿轮齿数等方法来提高低阶固有频率。

2、破碎动锥分析

（1）破碎动锥基本情况

破碎动锥材料为合金钢，材料参数：密度为7.85×10-3g/mm3，弹性模量为2.06×1011Pa，泊松比为0.3。选用弹性材料模型Solid45。选用8节点6面体网格，单元个数57966。根据实际情况对破碎动锥两端短轴进行全约束。

（2）破碎动锥振动分析

破碎动锥激励频率与机身相同，结合计算结果分析可得出以下结论：

（1）所有振型频率均大于圆锥破碎机的动锥旋转频率2.6Hz以及锥齿轮的轮齿啮合频率145.6Hz，所以均不会发生共振；

（2）运行过程中，动锥相对变形量较大，由于实际工作时还存在偏心旋转的问题，其工况更为恶劣，需对破碎动锥上下两个小圆柱与中间的锥体过渡处进行改进，即适当增大上下小圆柱的直径，或将其过渡圆角设计成合适的大小，但须在实际中加以验证。

3、得出结论

通过对破碎机机身及破碎动锥的结构进行模态分析，计算了各部件的各阶模态振动频率、振型以及振幅。通过分析，得出如下结论：

（1）机身结构与激励频率在145.6Hz附近可能存在共振风险，可通过调整机身横梁结构或传动锥齿轮齿数来避免共振；

（2）破碎动锥与激励频率不会产生共振，但其过渡圆角可适当增大，以提高其抗偏心旋转的能力；

（3）经过模态分析可以为圆锥破碎机的设计以及工作参数的选取提供参考，使设计出的部件结构更加合理，同时为实际使用提供参考，避开部件自身的固有频率，避免出现共振，以提高设备的使用寿命。