导读:关于石料生产线的振动梁简化模型研究所研究的振动梁为石料生产线中破碎机的核心部件，在梁的一端装有液压马达，带动一偏心质量块高速旋转，目的是产生高频的简谐激振力，使另一端的破碎锤头做高频振动，完成破碎工作，同时，处于隔振的考虑，在梁与机架相连的部位装有减振器。
对制砂生产线中颚破模型计算求解时，选择求解类型为模态分析(Modal)，在分析选项(Analysis Options)里，把模态 提取阶数(No.of modes extract)设为10，模态扩展数(No.of modesexpand)也设为10。
下面重点分析前1O阶中制砂生产线中颚破的几种模态振型：通过动鄂支架的一阶振型图观察可知，阶固有振 动主要是以圆筒为固定点。
整个支架发生横向摆动：这说明在较低工作频率下动鄂支架由于振动而引起的较大位移的部位在靠近尾部的地方，如果动鄂的动力源(即驱动电机)的工作频 率接近该频率(7.4~18.2Hz)，则极易引起共振，造成尾部由于振动变形过大而首先发生破坏。
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模态是石料生产线中破碎设备结构的固有特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和振型。
模态分析可以确定结构的振动特性，知道主轴在一定频段内各阶模态的特性，就可以预测出此频段内受到各种振动激励而产生的振动响应；另一方面，将设备设定在一定频段内工作，也可以有效地避免共振的发生。
在破碎机主轴的模态分析中，可以得到主轴的固有频率及振型，提取前十阶的固有频率。
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在石料生产线的实际工况中，破碎机的正常工作转速为595r/min左右，主轴的转动频率为10Hz。
锤盘上分布四组锤头，每组由五个锤头组成，共二十个锤头。
当锤头经过进料口时，如果同组内的锤头同时击打物料，则主轴承受的冲击力的频率为40Hz；如果各个锤头在进料口冲击物料时都不同步，则主轴承受的冲击力为200Hz；所以在石料生产线的工作过程中主轴所受的冲击力在40~200Hz之间波动。
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所设定的工作转速使冲击力的频率避开了主轴的固有频率，有效地避免了由于共振使主轴寿命降低及疲劳破坏的发生。
所研究的振动梁为石料生产线中破碎机的核心部件，在梁的一端装有液压马达，带动一偏心质量块高速旋转，目的是产生高频的简谐激振力，使另一端的破碎锤头做高频振动，完成破碎工作，同时，处于隔振的考虑，在梁与机架相连的部位装有减振器。
为了尽可能地减少石料生产线的计算工作量，需对模型进行一定的简化，在这里，将偏心质量块和破碎锤头的质量近似看做集中质量，直接输入已知频率的简谐力，减振器用弹簧阻尼单元来近似替代，简化后的模型如图1所示：图、石料生产线振动梁简化模型图中，A端为输入端，C、D端为减振器安装位置，B端为输出端，即石料生产线的破碎锤头安装位置。
AD段和DB段横截面形状如图所示，梁的相关参数如下：梁长3.491m，横截面长宽为0.165x0.625m，AC=0.425m，CD=0.865m。
材料弹性模量为4.5e 10Pa简谐力振幅F=1.2x100000N。
振动梁动力响应优化问题是要求梁在给定的位移和应力约束条件下，合理选取设计变量(包括截面尺寸和弹簧阻尼器的刚度和阻尼系数等)来获得曰端的大振幅。
由于石料生产线的目标函数是设计变量如截面尺寸，阻尼器刚度系数和阻尼系数等的隐式非线性函数，常规方法求解起来较为困难，因此，本文充分利用通用有限元分析软件的强大数值分析能力，参数化建立石料生产线的有限元模型，方程的建立和求解由程序自动完成，目标函数和状态变量的值以参数的形式直接提取出来，较大程度地简化了优化设计过程。
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