1、動顎體受力分析

    顎式破碎機的動顎體是破碎機中重量較大的零件 ，結構復雜。主要由動顎齒板座和邊板等零件焊接組成 ，承受了破碎機工作時由推力板和物料產生的強大擠壓力 ，受力情況較為復雜。動顎體在運行中主要承受物料對齒板座的破碎力F，肘板對齒板座的支撐力 T1和偏心軸體對邊板的支撐力 T2。其中破碎力 F根據經驗公式獲得 ，為 8694kN[3 - 4 ]。由力的平衡原理較容易求出 T1和 T2。

2、動顎體有限元分析

    對動顎體進行有限元分析時 ，考慮到模型的結構和受力對稱分布 ，取一半進行分析 ，以減少計算量。對于動顎體 ，其彈性模量可取 200GPa，泊松比為 0128，選擇單元為 Solid 92，建立好有限元模型后 ，根據動顎體的受力圖施加載荷和約束 ，獲得的動顎體的應力。動顎體所受到的最大應力為 150143MPa，位置在齒板座的下端橫梁。觀察動顎體上的其他部分 ，發覺應力分布較不均勻 ，小應力區域較多 ，通過對動顎體進行結構強度均勻化設計 ，在保證動顎體的結構強度和剛度的前提下 ，使材料能夠盡可能地利用 ，結構設計更加合理。

3、動顎體均勻化設計

   一個理想的結構 ，其每一部分的應力應該接近于相同的安全水平 ，這個概念進一步推導得到基于應力均勻分布的優化準則 ，使得優化后的結構應力變得更均勻。對于動顎體模型 ，由于受裝配條件的限制 ，邊板改動余地很小 ，同時動顎齒板座結構較為復雜 ，質量最大 ，修改余地很大 ，故對動顎體的均勻化設計主要集中在動顎齒板座均勻化設計上。動顎齒板座結構最好是應在相同載荷條件下 ，使得結構上每一點的受力狀況相近。這樣就可以在固定載荷條件下 ，以齒板座上面應力的均勻度最小作為評價標準來建立優化模型 ，進行優化設計。

   對于動顎齒板座 ，在長期的交變載荷作用下 ，往往容易在齒板座某一處發生疲勞破壞。因此 ，可根據齒板座疲勞極限與齒板座上面的應力通過某種換算關系獲得的值 ，即均勻度來定義目標函數。

3.1確定目標函數

在齒板座結構中 ，為了使齒板座上面的應力分布更為合理 ，有更好的應力分布狀況 ，以齒板座上面應力的均勻度 k作為優化目標 ，如果這些計算點的均勻度最小 ，則說明結構上的應力分布最為均勻。

3.2確定設計變量和狀態變量

   通過前面對動顎體進行的有限元分析所獲得的等效應力云圖可以看出 ，齒板座的板厚和筋板處受力較小 ，大多數地方的最大應力遠遠小于齒板座的屈服載荷。從其結構圖上看 ，齒板座承載板板厚和支撐它的筋板板厚有較大的改善余地 ，擬從這些地方的尺寸入手 ，進行優化。

   經過參數化優化后的動顎齒板座盡管最大應力低于許用應力 ，富裕應力減少 ，然而削弱了結構的強度 ，同時觀察其結構形狀 ，仍然有較大的改動空間 ，通過評估分析對齒板座進行進一步的修改 ，使齒板座的結構要求更加完善。另外 ，表 1中的優化值是理論計算值 ，必須圓整到板材厚度的實際尺寸。齒板座的結構做相應的修改。 

(1)由于齒板座的承載板板厚由 60mm變為 35mm，同時連接肘板處的筋板受力較小 ，擬將該處的筋板厚度也改為35mm。 
(2)由于最下端的橫向筋板中部出現應力集中 ，決定在該處加一塊蓋板 ，板厚為 30mm，以使該處的應力均勻化 ，同時該處的筋板厚度不變 ，仍為60mm。 
(3)為了更有利于加工 ，將縱向筋板的厚度由 60mm改為 30mm。 
(4)縱向筋板距齒板邊的距離由 390mm變為 405mm。

4、結論

    運用有限元分析軟件 ANSYS對動顎體進行了結構強度均勻化優化設計 ，優化前后動顎體在質量、最大應力和應力均勻度分別為 662012和 575716kg、150143和 125147MPa、 01524和 01293。經過一系列的分析和評估 ，再對優化后的模型進行適當的修改。修改后的模型 ，應力分布更為均勻 ，且結構強度和抗疲勞能力有所增強 ，達到了齒板座結構強度均勻化優化的目的。