慣性
圓錐破碎機是俄羅斯圣·彼得堡“米哈諾布爾”科技股份公司經(jīng)過四十多年研究，在大量的理論和試驗工作的基礎上，不斷地改進和完善，于20世紀80年代發(fā)明的新型細碎設備。
慣性圓錐破碎機的結構和工作原理不同于其他圓錐破碎機，前者的電機和主機之間是由皮帶傳動柔性連接，工作力是由高速旋轉的偏心質量產(chǎn)生，動錐相對機體的運動軌跡是隨機的，而后者是齒輪傳動剛性連接，工作力是由偏心軸套旋轉而產(chǎn)生，動錐相對機體的軌跡是固定的．慣性圓錐破碎機能破碎其他圓錐破碎機不易處理的抗壓強度很高的脆性物料，如硬質合金、鐵合金、碳化硅、鋼渣等．它開路破碎得到的最大產(chǎn)品粒度約為國外先進的新型圓錐破碎機相近機型破碎產(chǎn)品最大粒度的60%，約為國內普通圓錐破碎機破碎產(chǎn)品最大粒度的40%．它的優(yōu)異性能和技術指標是其他圓錐破碎機所不能比擬的，得到了專家學者的一致認可，在礦山破磨領域使用，能大大降低入磨粒度，實現(xiàn)“多碎少磨”．
俄羅斯、日本、美國和中國的學者對慣性圓錐破碎機的結構、工作原理和應用情況進行了研究，由于慣性圓錐破碎機的機體、激振器、動錐等自由度較多，它的動力學情況非常復雜，而且工作中必須擠滿給料，設備的振動非常大，不易進行試驗測試，因此國內外目前還沒有關于它的動力學分析和測試的詳細研究，這為進一步掌握和優(yōu)化該設備帶來了難度，
本文以ADAMS為平臺，建立慣性圓錐破碎機的三維模型，在改變激振力、工作間隙、減振器剛度等參數(shù)情況下，對它的工作情況進行基于虛擬樣機技術的研究，為慣性圓錐破碎機的優(yōu)化和應用提供理論依據(jù)．
1、慣性圓錐破碎機系統(tǒng)建模
1.1幾何建模
慣性圓錐破碎機由動力部分、傳動部分和工作部分組成，動錐的外表面和定錐的內表面皆安裝有耐磨襯板，定錐襯板和動錐襯板之間形成空腔，即慣性圓錐破碎機的工作部分——破碎腔．慣性圓錐破碎機的工作動力由激振器產(chǎn)生，激振器裝在軸承套上，動錐主軸裝在軸承套里．工作時電動機通過皮帶輪、皮帶、萬向聯(lián)軸節(jié)等使激振器高速旋轉，由于激振器的偏心質量產(chǎn)生離心激振力．激振力通過裝在軸承套里的動錐主軸傳遞給動錐，在激振力的作用下動錐繞動錐球面支承的球心作運動，動錐和定錐之間的間隙改變，在靠近偏心塊的一方的間隙變小，沖擊和擠壓物料產(chǎn)生破碎力．在遠離偏心塊的一方間隙變大，被破碎的小粒度物料落下，通過排放口排出．當有較大的不可破碎物進入破碎腔，而動錐因被卡住暫停振動，激振器繼續(xù)轉動，不會破壞傳動系統(tǒng)．它的機體安裝在減振器上，減振器吸收、釋放能量，加強系統(tǒng)的振動，增大系統(tǒng)的破碎力，
利用Pro/E wildfire 2.0軟件，根據(jù)系統(tǒng)的幾何模型參數(shù)，建立系統(tǒng)的三維模型。
1.2約束
動錐放置在動錐支承的小半球面上，理論上有6個自由度．實際工作中，動錐受到重力和物料破碎的反作用力，不會脫離球面，只有3個旋轉自由度，因此可當作球面副連接．
半聯(lián)軸節(jié)和傳動軸、節(jié)軸是通過萬向節(jié)連接，有2個旋轉自由度和1個移動自由度，工作中，偏心質量產(chǎn)生巨大的激振力，故連接副只能在激振力方向上相對偏轉，實際只有1個旋轉自由度和1個移動自由度．為減少裝配及仿真計算的工作量，把它們分解為圓柱副、移動副連接．
破碎力可用ADAMS力工具庫提供的接觸力來模擬這2個實體間的碰撞作用力與摩擦力，略去存在的虛約束，各構件之間的約束關系見表1．
1.3虛擬樣機的建立
利用MDI公司開發(fā)的Mecluuuca／Pro專用接口模塊將建立的三維裝配模型導人ADAMS平臺．
根據(jù)實際工作情況，用STEP函數(shù)定義系統(tǒng)的運動約束，Velocity=STEP (time,O,O,6,58. 2)+ STEP (time,13，0，15，-58.2)，即系統(tǒng)開機后經(jīng)過6s降壓啟動，角速度從0rad/s增加到58.2 rad/s，達到正常工作狀態(tài)，保持角速度為58.2 rad/s，運行7 8后停機，停機過程為2 8．系統(tǒng)從角速度為58.2rad/s到靜止．施加載荷，按照表l定義運動副約束，再進行仿真預處理，設置仿真輸出、仿真控制參數(shù)（如仿真類型、時間周期方式、仿真時間等）和測量．完成虛擬樣機后，進行仿真分析，得到仿真結果，并且修改系統(tǒng)的工作參數(shù)，反復仿真，得到各種情況下系統(tǒng)的性能和輸出．
2、虛擬樣機仿真結果分析
就動錐的受力情況，仿真分析結果顯示見圖2，力的統(tǒng)計值見表2，動錐體對動錐支撐的作用力Z方向分力始終向下，統(tǒng)計發(fā)現(xiàn)最小絕對值為16111.687 lN，而動錐部件的質量為1.661 9×l03kg，即這個值接近動錐的重力，兩個值的差異是由軸套和動錐軸存在+Z向摩擦力引起的．這說明工作中動錐不會向上跳動，假定球面副連接的約束是正確的，動錐實際上只存在3個旋轉自由度．通過分析工業(yè)應用中的動錐支撐的磨損情況，能判斷出工作中動錐不會跳動，這也證明了仿真分析的正確性．因此，個別應用中出現(xiàn)的漏油現(xiàn)象不是因動錐跳動所致，而是因油密封圈磨損失去密封作用所致，
破碎力的仿真結果如圖3，破碎力的統(tǒng)計值見表3，結果顯示正常破碎階段破碎力的平均值為6.66×105N，最大破碎力達8.79 x106N，和理論分析結果相符．在應用中，根據(jù)不同物料的物理性質，可依據(jù)此仿真結果調整激振器的偏心質量，以獲得需要的破碎力．
橡膠減振器的拉壓彈性模量E和剪切彈性模量G與橡膠的材質、處理工藝、工作溫度和形狀尺寸等有關，用彈性系數(shù)為Ki=3×lo N/m、K2=l.6×l07 N/m分別進行仿真，結果表明當減振器的抗剪切彈性系數(shù)為Ki時，機體在X方向的位移幅值較大，但機體對減振器的Z方向的力較小，且破碎力較��；當為K2時，機體在X方向的位移幅值較小，但Z方向對減振器的力較大，表現(xiàn)為機體的跳動，而最大破碎力比前者大12%.工業(yè)應用中，根據(jù)不同的破碎要求，使用不同的減振器進行試驗，設備的動力學特性不同，可由此選擇合適的減振器M．
仿真結果顯示傳動軸的有效扭矩為1.52×l07 N．m，而實際工作中傳動軸的有效扭矩約為1.66 x l07 N．m，兩者基本一致，因此電機選用合理．仿真中用接觸力近似代替破碎力，實際破碎工作中動錐襯板、物料、定錐襯板之間的作用除了沖擊力、擠壓力外，還存在剪切力等，而且所有運動副間存在摩擦力矩，故實際所需的驅動扭矩比仿真結果扭矩要大，在其他參數(shù)不變的情況下，改變減振器的剪切彈性系數(shù)，進行參數(shù)仿真分析發(fā)現(xiàn)，減振器的彈性系數(shù)越大，系統(tǒng)需要輸入的扭矩越大．
3、結論
(1)工作過程中動錐對動錐支撐的作用力始終向下，動錐不會出現(xiàn)跳動現(xiàn)象，故不會因動錐跳動而出現(xiàn)漏油現(xiàn)象．
(2)工作階段破碎力平均值達6.66×105 N，最大值高達8.79×l06 N，這是該機能夠應用于破碎鐵合金、鋼渣等抗壓強度很大的脆性物料的原因．
(3)減振器對系統(tǒng)的工作狀態(tài)影響較大，當抗剪切彈性系數(shù)較小時，機體的振幅較大，傳動軸輸入的扭矩較��；當抗剪切彈性系數(shù)較大時，機體振幅較小且不平穩(wěn)，傳動軸輸入的扭矩較大，因此，選擇適當?shù)臏p振器能使系統(tǒng)的具有更好的動力學特性．
(4)電機選擇合理，實際工作傳動軸扭矩要略大于分析計算值．
