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0、引言
    輪式破碎機與轉載機配套，用于煤礦井下巷道內破碎大塊原煤。破碎機錘軸由皮帶輪、錐套、軸、錘體、軸承、軸承座和錘頭等組成。電機的輸出由窄V帶傳動傳給錘軸，帶動錘體旋轉，破碎塊煤。錘軸要承受強烈的摩擦磨損、沖擊載荷和交變應力的作用，靜、動態特性要求高。
    本文以PLM1800型破碎機錘軸為研究對象，利用Pro/E軟件建立了錘軸的三維幾何模型，模型簡化后導入ADAMS建立錘軸的動力學模型，對其進行動力學仿真分析。并在ANSYS環境下對輪式破碎機錘軸進行靜力學和動力學分析，找到其優化設計方法。并通過有限元仿真，對提高錘軸的工作壽命和輪式破碎機的分析、設計提供依據。
1、動力學分析
1.1幾何建模
    利用Pro/E建立破碎機錘軸組成零件的三維模型，然后根據零件的裝配關系建立錘軸總裝配圖，見圖1。
    對錘軸進行動力學分析前需要對三維幾何模型進行簡化處理。模型簡化后從Pro/E中導出格式為parasolid的文件，然后將其導入ADAMS建立錘軸的動力學幾何模型，見圖2。
1.2添加約束、施加載荷
輪式破碎機錘軸的工作轉速為370r/min，錘頭沖擊速度為20 m/s，可破碎物料單向抗壓強度為100MPa，可破碎原煤尺寸為：長度（不限）×800×800 mm，破碎能力為1 800 t/h。
    根據破碎機的工作條件和受力狀況，在ADAMS環境中對錘軸添加運動約束：皮帶輪和錘體主軸之間建立固定約束；錘體主軸和錘體通過鍵連接，它們三者之間分別建立固定約束；錘體中心處建立旋轉副。在旋轉副上建立旋轉運動；錘頭與煤塊之間施加碰撞約束。
1.3動力學仿真分析
    輪式破碎機錘軸建立動態模型、添加約束和載荷后，進行模型檢驗，確認無誤后對其進行動力學仿真分析。設置煤的密度為1.8 kg/cm3，碰撞原煤的尺寸為1000×450×800 mm。碰撞過程的仿真圖3為錘軸與塊煤碰撞過程的碰撞力曲線。
    由仿真結果可知：碰撞最大接觸力為F =4.3×106 N，錘軸破煤時每次參與破煤的錘頭數量為4個，面積為S =4 x9 057.5mm2=36 230mm2。由此，可計算碰撞強度P為：
    P: F/S =4.3 xl06 N/36 230 mm2: 118 MPa>100 MPa(煤單向抗壓強度為100 MPa)
    因此，輪式破碎機錘軸可有效破煤。
2、有限元仿真研究
2.1幾何建模
    根據主要分析部件及ANSYS分析的條件，對模型進行必要的簡化修改，修改后的模型如圖4。為了計算方便，部件材質全部選為鋼鐵，主要參數為：密度：7.8×10-6kg/mm3；彈性模量：2. 07×105MPa；泊松比：0.3。
2.2網格劃分
    根據計算機的配置，網格單元的大小設置為30mm，錘式破碎機的簡化結構特征仍然比較復雜，所以選擇的單元類型為四面體線性單元。采用Auto-matic Method方法自動劃分網格，錘頭局部進行了網格細化Refinement。
2.3施加約束和載荷
    為了便于對錘頭的有限元仿真，設置錘體主軸固定，只在錘頭上施加碰撞力壓強。
    1)連接條件。簡化后的有限元模型錘體主軸和錘體是通過4個鍵連接并傳遞運動和力矩，因此鍵的2個側面為承載面，分別與軸上的鍵槽和錘體上的鍵槽為“面與面接觸”連接。錘體主軸為固定約束。
    2)載荷類型。根據作用力與反作用力原理，在錘頭上施加118MPa的碰撞力壓強。
2.4有限元仿真
    根據建立的模型、約束和邊界條件，有限元仿真所得錘頭結構應力云圖和應變云圖分別如圖5、圖6所示。
3、結論
    1)通過ADAMS動力學仿真，對碰撞過程進行了分析，能夠較真實地反映輪式破碎機的實際運動情況，并計算出了水平方向和垂直方向的碰撞力，經過計算驗證了破碎機工作的可靠性。
    2)采用ANSYS有限元分析計算，能夠較真實地反映輪式破碎機錘頭的實際受力狀態，明確應力、應變分布區域，且所得結果與實際較吻合。
    3)有限元仿真分析結果表明，PLM1800輪式破碎機錘頭零件的最大應力為177 MPa，最大應變為0.2 mm。由此可見，錘頭的安全系數較大，滿足安全要求。同時通過仿真結果對錘軸的結構優化設計提供了參考。