反击式破碎机是在锤式破碎机基础上发展起来的一种新型高效的破碎机，具有破碎比大、产品颗粒性好、破碎效率高等优点，广泛地应用于矿山、冶金、建筑以及化工等行业中。反击式破碎机的工作原理是利用高速回转的转子去冲击物料，被冲击后的物料获得巨大的动能，再经反击板和矿石相互间的冲击达到破碎的目的。其结构如图所示。破碎机在工作时，主轴承受巨大的弯矩与转矩，这对主轴的强度要求很高。针对型号为PF1315的反击式破碎机的主轴，采用材料力学的方法对其静强度、刚度等性能进行设计计算；另外采用有限元分析法，计算主轴具体应力分布，确定危险点的位置和应力集中系数，然后对主轴的疲劳强度进行计算，并对主轴结构进行优化。
      反击式破碎机在工作时，主轴要承受自身和转子旋转产生的弯矩和电机传递给主轴的转矩。在对主轴进行受力分析时要确定轴承和转子在主轴上的安装位置，整个转子系统的结构如图所示。根据上图所示的转子结构，对主轴进行受力分析。其受力示意图如图所示，其中R为轴承的安装位置，胀套的安装位置。考虑到作用在转子轴上每个瞬间的载荷大小不等，在计算时忽略其工作过程中受到的外力，仅考虑转子的重力F、转子外端的圆周力F和板锤的不平衡力。
      由于主轴在工作时同时受到弯矩和转矩的作用，在判断其危险截面时必须综合考虑二者的影响。作用在破碎机主轴上的转矩为由图可以看出在各个截面受到的转矩是相同的，所以在验证危险截面时仅考虑弯矩的影响。从轴承的支撑点开始主轴所受的弯矩是逐渐增大的，到施加载荷的位置保持不变。可以初步断定两个危险截面，分别是直径170mm向180mm过渡的位置(图中A截面)，此时弯矩虽不是最大，但截面半径最小；另外就是180mm向200mm过渡的截面(B截面)，此处是弯矩达到最大时半径最小的位置。
      利用第三强度理论，分别对A截面进行校核，第三强度理论公式为已知主轴材料45#钢的屈服强度为355MPa，而所计算的两个危险截面的应力均远小于其材料的屈服强度，证明主轴的静强度符合设计要求。主轴在工作时可能发生不同形式的变形。如果发生的变形过大，会对轴承以及主轴本身造成损坏。下面对主轴的挠度和扭转刚度进行校核。反击式破碎机的主轴是阶梯轴，此处用当量直径法进行计算，把阶梯轴看成当量直径为d的光轴。其中，E为材料的弹性模量；I是当量截面的惯性矩。经计算可得转轴的挠度，经比较本次计算的主轴的挠度满足设计要求。然后对主轴的扭转刚度进行计算，考虑到破碎机为大型冲击机械，根据文献可知其冲击载荷因数关，取2.5。其中，f为主轴冲击系数；T为电机传递给主轴的转矩；G为剪切弹性模量，I为轴截面极惯性矩。经计算轴的扭转刚度的设计要求，本次校核的反击式破碎机主轴每米的扭转角不到10-30，完全符合扭转刚度设计要求。
      反击式破碎机在工作时，主轴处于高速旋转的状态，其使用寿命是设计质量的重要评价指标，所以需要对主轴的疲劳强度进行校核。在计算疲劳强度时需要考虑应力集中、材料表面质量和绝对尺寸的影响。其中表面质量和绝对尺寸的影响系数可以在手册上直接查找到，但无法准确地确定主轴的应力集中系数。以下采用有限元的方法对主轴进行分析，计算主轴具体应力分布情况，确定其危险点位置和应力大小，以及主轴的应力集中系数。首先根据主轴的尺寸进行三维建模，然后将建好的三维模型导入ANSYS Workbench中，选择Static Structural模块。然后将主轴材料45#钢的属性添加到有限元模型中，其弹性模量E=2.0Xe5MPa，泊松比为0.30设置好材料的属性之后，进行网格划分，采用手动控制，对尖角与倒角进行网格细化，提高计算精度。然后按照轴承的安装位置以及力和转矩的大小对主轴施加固定和载荷。最后对主轴的有限元模型进行计算，其应力和应变云图。从应力云图可知，主轴的最大应力出现在安装胀套的过渡截面，与上文通过材料力学计算的危险截面一致。

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