新型外动颚破碎机的理论研究(下)——新型外动颚破碎机的动态设计及机构动力平衡研究.pdf

3 2 有靓企属 选矿部分 2 0 0 7 年笫5 期 新型外动颚破碎机的理论研究 下 ．新型外动颚破碎机的动态设计及机构动力平衡研究 饶绮麟，张峰，傅彩甓，于静远 ’ 北京矿冶研究总院，北京1 0 0 0 4 4 ’ 攘冀奔缨了在薪型羧簿设备姻舞茇孛，聚麓壤筏恚遴豹设挚} 与蘩究努浚；数字讫技零、建羧檬襁、凌态谩诗等 进行理论疆究餐建薪黧静磅鬏襞薅凝蠹羧样桩，遘行寝藏襻撬运裁学餐鼗傻豫嚣爵究；黠耩黧黔囊蒙酸簿祝进程7 模 态分析和搬动试验；主繁零件进行有限元计算；采用摆动力最优动力平衡法对偏心四杆机构逃行了动力平衡问题的研 究，在理论指导下对新型外动颚破碎机进行创新设计。 关毽词努动壤破碎橇；橇梅；蠹缀榉税；动态设谤；饕秀乎鬻 审丽分类号T D 4 5 1文裁标识鹤矗文章编号i1 6 7 1 - 9 4 9 2 2 3 0 7 0 5 - - 0 0 3 2 - 0 6 l 新型外动颚破碎机的动态设计[ 1 - e ] 1 ．1 ‘动态设计的技术路线 。 解决复杂力系大型破碎机零部件机械强度和可 靠整黪淀请阂题，戈蔫理代设诗手段进行产燕系建 化、大戮化开发奠定了基础。动态设计的技术路线见 图1 。 霾1 凌态设计技术路线鬻 F i g1 T e c h n i cf l o w s h e e to ft h ed 删ed e s i g n 7 本研究在P D 9 0 1 2 0 机上对编心轴组和整机进 行了振动试验、模态分撬秘主要零猝的有限元分析睿 l 忿新型外动颚破碎机模态分析鹈振动试验 ，模态分析技术是国际学术交流中最为活跃静学 科之一，是一门兼有振动理论、测试技术及识别技术 在内的跨学科豹薪技术。应用模态分析结果，可以进 褥灵敏度分析，如对履量、霹g 度和阻尼的频率灵教 度、阻尼灵敏度和振型灵敏度分析等。 ， 本研究在P D 9 0 1 2 0 机上进行了偏心轴组和整 视酶凑态分析研究，创建了镳心轴缰帮整概静囊力 学模型，固有频率和固有振型。禚安庆铜矿的物理样 机上进行了振凌试验。 1 ．2 。l 穰心辘组的模态分析帮振动试验 1 ．2 ．1 ．1 偏心轴组的动力学模型 根据编心辘组的续梅特点，采鼹集中攒量动力 学模型。在偏心轴维酶动力学模黧中，将箕分成7 伞 轴段，每一个轴段又分成质量元件和梁段元件。如图 2 瓣示。 豳2 偏心轴组韵动力学模型 F i g2D y n a m i cm o d e lo ft h ee c c e n t r i ca x i s 教甍蜀期国蝴甜一1 6 孬砉麓孬饶楚簿 1 彗毒2 _ ，女，茳嚣鬻墨天，饔究爨，博垒零磐，≤基寰辩蓑太学、孛星矿建大学蒹职教授。 万方数据 2 0 0 7 年第5 期 饶绮麟等叛型外动颚破碎机的理论研究 下 3 3 a 质量元件数学模型的创建 偏心轴组质量元件的动力学模型如图3 所示。 图3 质量元件模型 F i g3 M a s se l e m e n tm o d e l b 粱段元件数学模型的创建 假设第．『个梁段元件的长度为易，其抗弯刚度为 E L ，E 是弹性模量，点是载面惯矩。德心轴组梁段元 件的动力学模型如图4 所示。 y 图4 梁段元件模型 F i g4 G i r d e re l e m e n tm o d e l c 支撑元件数学模型的创建 等效位移刚度为J | } f ，等效位移阻尼系数吼角刚 度露。秘氖阻恧系数如均不考虑，其值取0 ，姨丽，泐一 c y j - - O ，k g x - - O ，泐c 掣柏。支撑元件的动力学模型如图5 所示。 r a i t o Z y t 弋 i 埘c 疆 k j y ji t o c f f j 图5 支撑元件模型 F i g5S u p p o r te l e m e n tm o d e l 1 ．2 ．1 ．2 偏心轴组的固有频率和固有振型 完成了偏心轴组数学模型盼创建之后，可以求 辫其特征值闻题，破碎机的工作特点决定它在工作 过程中可能产生比较严重的冲击载荷和振动，但由 于对破碎机工作要求的重点不是其精确度，对能0 轴组的振动研究，是求解其低阶匿有频率和主振型。 表l 是用传递矩阵法求解的偏心轴组前6 阶固有频 率 1 { z 、用振动试验法求得的前6 阶固有频率 H z 以及它们之闻的偏差。 表1偏心轴组的前6 阶固有频率及偏差 T a b1F o r m e rs i x t hn a t u r ef r e q u e n c ya n dd i f f e r e n c e o ft h ee c c e n t r i ca x i s E A 项目第1 阶第2 阶第3 阶第4 阶第5 阶第6 阶 模态分橱频率3 1 ．1 33 1 ．4 03 8 ．0 93 8 。2 93 9 ．6 53 9 ．8 1 振动试验频率3 1 ．0 1 3 L 9 83 6 ．3 83 7 ．8 43 8 ．3 33 9 ．7 9 相对偏蒺，％0 ．3 9 1 ．8 5 4 ．4 91 ．1 83 ．3 30 ．0 5 从表l 可以看出，实测振动频率与模态分析计 算结果接近，前6 阶固有频率的理论计算值鸟试验 分析结果的偏差都小于5 ％；第1 阶固有频率的计算 值与试验僮攘差仅先0 ．3 9 ％，第6 阶固有频率的计 算德与试验值相差仅为O ．0 5 ％。 偏心轴组的前6 阶固有振型如图6 A F 所示。 云蓬孛灰度越深表示变形越大，颜色越黑表示变形 越小。 图6 A 偏心轴组第1 阶固有振型 F i g6 A E A ’sf i r s tn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 图6 B 偏心轴缀第2 阶固有振型 F i g6 B E A ’ss e c o n dn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 图6 C 偏心轴组第3 阶固有振型 F i g6 C E A ’s3 r dl l a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 万方数据 - 3 4 有色金属 选矿部分2 0 0 7 年第5 期 凿6 D 编心轴组第4 阶国有振型 F i g6 DE A ’84 t hn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 凿醒 镳心轴组第5 验罄有振垫 F i g6 E E A ’85 t hn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 圈6 F 偏心轴组第6 阶固有振型 F i g6 F E A ’塞6 t hn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 从偏心轴组的振型图可以看出，其固有振动主 要表现在飞轮和偏心轴的扭转和摆动方面，偏心轴 两端隧飞轮的摆动和扭转振动有弯暖和扭转变形， 偏心轴的中部的变形极其微小。同时，从偏心轴组的 兹6 阶躁有频率来看，它们都远离破碎机的工住频 率。偏心轴组低阶固有频率的模态分析计算结果和 试验分析结果基本相符，所以，动力学模型基本上能 够反映偏心轴组实际的动态性能。 1 ．2 。2 破碎机整机的模态分析和振动试验 破碎机整机的模态分析是求解整机的低阶固有 频率及其固有振楚，采用修正自由界面模态综合法。 l 。2 ．2 ．1 整机的动力学模型 根据整机的结构特点，整机的模态分析采用修 正叁由界面摸态综合法。 图7 是破碎机整机的有限元模黧；图8 是整机 振动集中质量模裂示意图，它是一个集中质量弹性 子结构。整机振动模墼共有个5 2 9 3 9 单元，9 5 6 3 5 个 节点。 1 ．2 ．2 ．2 整机的固有频率和固有振型 根据整机的结构特点，对它的振澍分析中采角 隧7 规架奄限元模型示意图 F i g7 F i n i t ee l e m e n tm o d e lo ft h eb a s e 上机架 弹性耦合 图8 整机振动集中质量模型示意圈 F i g8 C e n t r a l i z en l a 8 8m o d e lo ft h ew h o l ev i b r a t i o n 了修正童童弊瑟模态综合法，从焉篱诧计篓。表2 是 用模态综合法求解的整机前4 阶阉有频率 m 、用 振动试验法求得的整机前4 阶固有频率 H z 以及它 们之闻的偏差百分菹。 表2整机的前4 阶固有频率及偏差 T a b2F o r m e rf o u r t hn a t u r ef r e q u e n c ya n dd i f f e r e n c e o ft h em a c h i n e 攒森分折法频鬻 1 3 。1 42 0 ．3 92 2 ．5 52 8 ．5 4 ，，叛霉试验法菝搴 1 2 ．9 4 2 0 ．2 6 2 3 ，1 9 籍。6 1 相对偏差，％1 ．5 2O ．6 42 ．8 46 ．7 6 表2 数据表明，整机前4 阶腻有频率的试验分 析值与模态分析计算缭采院较接近，尤其是第2 阶 固有频率，模态分析结果与试验分析值_ 之间的偏 差仅为0 ．6 4 ％。整机的前4 阶固有振型如鼹9 A D 所示。 圈9 A 整机第1 阶固有振型 F i g9 A M a c h i n e ’8f i r s tn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 固有频率的模态分析计算结果和试验分析结果 基本相符，从整机的振型图可以看出其固有振型的 振动形态翻霹有振动状态，主要表现见表3 。 茎 万方数据 2 0 0 7 年第5 裳饶绮麟等薪型外动颚破碎机的理论研究 下 3 S 图9 B 整机第2 阶固有振型 F i g9 B M a c h i n e ’Ss e c o n dn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 图9 C 整枧第3 酚匿有振型 F i g9 C M a c h i n e ’s3 r dn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 来表示。 本研究在P D 9 0 1 2 0 、P A l 0 0 1 2 0 枕上对动颚齿板 座、动颚体、偏心轴、挂轴和轴筒、可调颚、机架等主 要零件进行了有限元分析，本文仅以P A l 0 0 1 2 0 机 机架鸯限元的研究做一分缨。 P A l 0 0 1 2 0 机架的有限元网格划分见图1 0 。 图l O 腔型枕絮的霹格捌分匿 F i g 1 0M e s sd r a w i n go ft h eb a s e 不同机架模型下有限元分析云图见图1 l 、1 2 ， 不麓机架模型下酶应力毖较觅表4 。 图9 D 整规第4 除固有摄受． F i g9 DM a c h i n e ’s4 t hn a t u r ev i b r a t i o nm o d e l 表3固有振型的振动形态和蹋有振动状态主要表现 T a b3 N a t u a lv i b r a t i o n ’sv i b r a t i o n a ls h a p ea n di t s 图1 13 0 r a m 侧板杌粱的废力云图 e x h i b i t i o n F i g1 l S t r e s sn e p h o g r a mo fb a s ew i t h3 0 m ms i d ep l a t e 露蠢振型的振动形态 振动状恣 露泼整橇绕追基在承平蕊上囊鬏薅的摇动堰壤覆大，下辊絮 9 A 作前腾摆动为主底部振幅最小。 圈以整机绕地基在水平厨上上机架及飞轮的撰动振动幅度最 9 B 箨蘩器蟹羹襁篷转隽主大，下极檠左下郝妁缀暖最，l 、。 豳以整瓿绕缝基垂壹西作上E 瓿麓及动、可调鞭俸豹摆动振秘横 9 c 下摆动为主度最火，下机架中部的振幅最小。 图以整机绕地基在水平丽上E 机架的扭转振动幅魔最大，下机架 9 1 嚣援转纛摆饕鸯皇中吝黥龋最小。 1 ．3 主要零件有限元计算 有限元分析是一种工程分析技术，它用来对那 些结构复杂且不存在精确解的结构进行仿真，这样 的结构很难用传统的方法求解，而用有限元法则能 够较容易地求解。在进行有限元分析时，逶常假定复 杂结构的力学行为能够近似魏用那些构成它的单元 图1 22 5 m m 侧板机架的应力云图 F i g1 2 S t r e s sn e p h o g r a mo fb a s ew i t h2 5 m ms i d ep l a t e 应力云图照示，腔烈机架的应力只有动颚肘板 座、动颚轴承座及内侧板局部位置最大主应力较大， 而槐架部绝大部分酶应力都很小，将2 5 m m 祝架侧 万方数据 3 6 有色金属 选矿部分2 0 0 7 年第5 期 表4不同机架模型下的应力比较 T a b4S t r e s sc o m p a r i s o no fd i f f e r e n tb a s em o d e l 机架模型最大主应力／M P a 应力分布均匀度安全系数质量轨 板从3 0 m m 降至2 5 r a m ，同时应力较大区域增加板 筋。降低应力过剩区域的强度，应力分布均匀、安全 系数增加、质量降低，效果显著。． 应用V i s u a lN a s t r a n 有限元分析软件及破碎机 的三维模型和动力学分析结果，对机器主要零件进 行了有限元分析，获得了这些零件的应力和变形云 图等有限元分析结果。在前面的分析中，每一个零件 的分析中都引用了有限元分析数值结果表。将应力 云图和变形云图相结合进行分析，能够取得满意的 研究效果。 “ 通过对破碎机主要零件的有限元分析，获得了 这些z r y f 的应力与变形参数及其可视化的分布状况 云图 ，从而为修改零件的结构参数提供了理论 论据。 2 机构动力平衡研究[ 7 - s ] 破碎机运转过程中，除受到外力作用外，还受到 其各部件质量和转动惯量在运动状态下随机构运转 而周期性变化产生的惯性作用。产生破碎机振动、噪 音和疲劳，大大影响了设备的运动和动力性能。机构 动力平衡是以减少机构惯性造成的机构振动为目的 的机构动力综合。平衡的对象有振动力、振动力矩、 输入扭矩和运动副反力等反映机构惯性作用的动力 特性指标。 采用摆动力最优动力平衡法在P D 2 5 1 2 0 、 P A l 0 0 1 2 0 机上对偏心四杆机构进行了动力平衡问 题的研究。 本文仅以P D 2 51 2 0 的研究数据做一介绍。 2 ．1 摆动力的最优动力平衡 摆动力的最优动力平衡是在机构加上配重之 后，使剩余摆动力的均方根达到最小。 剩余摆动力F F - 、／露军砰一 1 摆动力均方根 R M S 值 、厂■■历广一 滕V 寺k ．1 F I 铷t 2 2 ．2 优化方法求取配重参数 设计变量x ∈㈨ 茹l ，菇2 名 m d ，y 1 r 3 目标函数令．厂 茗 最惦剩余摆动力均方根值 厂■1 丐r 一 最小哆盯 茹 m i n ＼／寺J 。I F [ 2 d 9 t ，‘ 4 约束条件 C l z 玎槲1 1 0 G 赋2 坼僻‰嘲却 5 c 3 菇 5 7 1 ％2 1 0 ‘。 C 4 x 2 c r - - y l 2 r - x 2 10 式中K 为常数，取K 0 ．1 ，为杆2 的质量， K n v 2 - m a ≥0 表示平衡重，m d 的上限为量觇，y - 限制在 0 2 叮r 。 2 ．3 摆动力平衡结果分析 平衡效果反映机构惯性作用的动力特性指标。 平衡前后摆动力的最大值衡量的平衡效果 6 摆动力分力平衡前后曲线和摆动力平衡前后曲 线分别见图1 3 和图1 4 。 主轴转角产 图1 3 摆动力分力平衡前后曲线 F i g1 3U n b a l a n c e a b l ea n db a l a n c e a b l ew a v e r c o m p o n e n to ff o r c e s l 一水平摆动力；2 - 垂直摆动力； 3 - 4 平剩余摆动力扣垂直剩余摆动力 图1 4 摆动力平衡前后曲线 F i g1 4U n b a l a n c e a b l ea n db a l a n c e a b l ew a v e rf o r c e l 平衡前的摆动力；2 平衡后的摆动力 波动幅度摆动力的大小与方向随机构位置改 变而改变，因此机架的振动不但与摆动力的最大值 z。鼋嶂控姆牛穴求穴需戢寝．I銎臣 万方数据 2 0 0 7 年第5 期饶绮麟等新型外动颚破碎机的理论研究 下 3 7 有关，而且与摆动力的波动幅度有关。取摆动力最大 值和最小值之间的差值作为一个运动周期内的波动 幅度，表示熟下 平衡前f o m a x V 9 一m i n F s 1 6 ．2 1 k N 7 平衡后 m a I x F 一m i n F 1 ．4 1 9 k N 8 平衡重调整之后，摆动力的变化范围从原来酶 1 6 ．2 1 k N 降到了只有1 ．4 1 9 k N 的水平，摆动力的波动 降到了相当满意的程度，效果十分明显。 为更热全瑟她攒述乎衡缒效果，萼l 入波动褥囊 相对值，如下式表示 丢 , m a x F - m i n F 砍 y 8 m a x - r a i n - 7 5 ％ 9 。磊墨嚣 ⋯“ ”7 摆动力波动幅度在平衡后与平衡前的比值为 8 ．7 5 ％这一指标体现的平衡效果也同样十分明显。 翔以上的理论配重在物理样机上进行验涯，理 论研究和试验结果吻合，表明摆动力最优动力平衡 法的各项平衡效果十分明照，对摆动力最优动力平 衡方法进行的优化设计，编制缒配重优化计算专用 程序适用于颚式破碎机能心四杆机构动力平衡的研 究和飞轮配重的设计。 3 理论研究的成果． 酋台外动颚破碎机P A 7 5 1 0 6 于1 9 9 5 年5 月1 1 1 3 在念媸龙首矿试验成功，至今已有1 2 年了，戆些 年产晶研制基于物理样机，P A 7 5 1 0 6 、P D 4 0 7 5 等型 号都经过几轮物理样机的研制和在现场试验中反复 修改才逐渐成熟。近两年来在理论研究中，开发了一 批专用设计软件，在理论研究的指导下开发的大型、 大破碎毖、宽系列鳃十多魏薪裂号产品P D 9 0 1 2 0 、 P A l 0 0 1 2 0 、P D l 5 1 2 0 、P D 2 5 1 2 0 、P D 3 5 1 6 0 、P D 4 0 1 2 0 、 P D 5 0 1 0 0 、P D 6 0 1 3 5 、P D 7 5 1 5 0 、P D 8 2 1 4 0 等基本一次 研铡成功，并用于生产。 理论研究的指导加快了新产晶开发的速度和质 量，缩短了与国外理论研究的差距，打造了我国具有 爨主知识产权的薪型终凌颚破碎枧的最牌。 参考文献 李偿纛，柴趋东．复杂产品虚羧榉税技术的研究与实践 [ J ] ．测控技术，2 0 0 2 ， 8 2 2 2 4 ． 陈新，陈新度，秦叶潮I 械结构动态设计若予关键技术 [ 1 】。申鬻程械王稷，1 9 孵，g 5 1 0 4 - - 1 0 7 。 温熙森，陈循，唐丙阳．机械系统动态分析理论与应用 [ M ] ．长沙国防科技大学出版社。1 9 9 7 ． 诲本文，焦嚣荚．掘棱缀蘸与攘悉分辑基础[ 溅】。l 艺豪 机械工妲出版社，1 9 9 8 ． 杨景义，王信义．试验模态分析[ M 】．北京北京理工 大学出版社，1 9 9 0 。 管遥华．模态分析技沭[ 麓】。就囊清华大学出敝社， 1 9 9 6 ． 聂松辉，剃宏昭。平掰机构综合动力平衡新方法[ J ] ．机械 设计，1 9 9 7 ， 3 4 - 8 。 刘安心，杨廷力．平丽连杆机构摆动力与摆动力矩优化 平衡研究[ J ] 。机械科学与技术，1 9 9 7 ，1 6 4 6 4 7 - - 6 5 2 ． T H E O R YS T U D Y0 Fo U T E RM O V 玳GJ A WU N Ⅱr O R M 雕N D I Ⅱ，U MC R U S H E R R A Og f i n ，Z H A N GF e n g ，彤C a l m i n g ，冤J i n g y u a n B e i n gG e n e r a lR e s e a r c hI n s t i t u t eo f M i n i n ga n dM e t a l l u r g y ，B e i j i n g1 0 0 0 4 4 ，C h i n a A B S T R A C T A d v a n c em o d e r nm e a n sa n dr e s e a r c hm e t h o ds u c ha sD i g i t a lt e c h n o l o g y ，V i r t u a lP r o t o t y p e V P ，D y n a m i c d e s i g n i su t i l i z e do nt h et h e o r y s t u d yd u r i n gt h ee o 垃瑚o fn e wm o d e le q u i p m e n t ’s r e s e a r c h ．B a s e do n e s t a b l i s h i n gV Po ft h i sm a c h i n e ，k i n e m a t i c sr e s e a r c ha n de m u l a t i o n a ls t u d yc a r lb ec o u g h tt h r o u s h ，m o d e a n a l y s i sa n dv i b r a t i o n a lt e s tc o u l db ef i n i s h e d ，a n dt h em a i np a r t s ’f i n i t ya n a l y s i sc a r lb ec o m p u t e da tt h e s a m et i m e ．R e s e a r c h e dO i lt h ed y n a m i cb a l a n c eo ft h e e c c e n t r i cs t r u c t u r e ，t h ee q u i p m e n tC a l lb ei m p r o v e d d e p e n d i n go nt h et h e o r ys t u d y ． K E YW O R D S o u t e rm o v i n gj a w ；m e c h a n i s m ；V P ；d y n a m i cd e s i g n ；d y n a m i cb a l a n c e ，』1J，J，l 1J，』，j，J 秘 心 融 H b 隧 口 陋 万方数据