整个
颗�；纺�在工作过程的载荷受力情况很复杂，是一个疲劳的问题，但是作为弹性计算，可以采用叠加原理对其他载荷的影响进行考虑，为了简化问题，这里只考虑静载荷，富通新能源专业生产销售
秸秆颗�；�环模、
木屑颗粒机环模等颗粒机配件。静载荷的分布情况如下：
对于孔内的压力，首先求出孔的轴心所在的角度，然后再计算孔壁各部分所受的分布压力和分布剪应力。
对于孔内的载荷，孔面上的等效载荷为孔心线处的压力，孔锥面上的压力与孔心线处的压力相等，线性变小，到出料口刚开始扩孔处的压力为0MPa。假设剪应力与摩擦力相关，即与压力相关。然后通过静力等效的方式得到孔内的各个部分上的载荷。
假设锥面上的剪应力（摩擦力）恒为r，在成型段压力成线性交化到深处为0，相应地，其剪应力（摩擦力）在成型段上也成线形变化（假定摩擦系数为常数），到扩孔界面处变0。
由于环模中孔洞众多，几何形状过多，为了获得可以接受的计算精度，需要建立大规模的单元，计算量和存储量很大，实，际计算时网格划分和单元生成非�；郝�，且经常出现异常，为了使计算成为可能，必须对模型作大量的简化和假设。
考虑到环模的整体刚度比环模钢板的刚度大很多，环模的局部变形是造成破坏的主要原因，因此，为了使计算简化，尝试将远离加载区的筒壁进行简化。简化有两个极端状态，一个是将远区简化成零刚度，即将远区挖空，一个是将远区简化成为大刚度，将远区看成实体，不开孔。
实践上，将中心面定为最大载荷面，其左侧载荷恒为0，在其左侧取200的区域作为开孔区，右侧16.50范围内载荷从最大值100MPa线性变化到0MPa，在其右侧取500作为开孔区，其他2900范围按照实体处理（不开孔）。
在实心区域，尽量少地划分单元，仅仅保持原有的几何形状，每条线上
的单元数为3～5;在孔洞区域，由于孔洞周围的线条长度本来就短(2mm左右)，所以在加载区的每条线段上设置6个单元，非加载区每条线段上设置4个单元，在丌孔区和无孔区的交界区每条线段上设置5个单元。划分网格后，总体的节点总数约为6万左右，单元总数约为26万左右。
为了证明实心简化处理的合理性和有效性，采用对称加载，环向开孔角度间距20，轴向间距llmm，450锥孔深度为3mm，φ6孔深度30mm，φ7孔深度20mm，φ6孔成型段有1:50锥度，在前述加载条件和边条件下，考虑滚筒原型的两种极端情况：远离加载区的区域为实心和远离加载区的区域挖空。实际的环模模型则介于两者之间。
从Mises应力云图可以发现，从两个极端模型获得的应力分布规律相同，最大Mises应力分别是：1292MPa(实心)，128IMPa(挖空)。实心模型的最大Mises应力比挖空模型的最大Mises应力大11MPa，两个极端简化模型之间的区别很小，小于1%，对于其他参数的模型，最大的差别也不大于5%，而介于两者之间的真实模型与两者相比，他们的差别将更小。此计算也表明，滚筒的整体刚度很大，其产生的整体变形相对于局部变形是一个很小的小量，可以忽略不计。
基于实心模型，可以得出颗�；纺ＤＰ驮谏鲜鲈睾汕榭鱿碌氖芰Ψ植记榭�。
实际的工作过程中，环模模型的失效破坏并不是由于变形失效引起的，而是由于裂纹的萌生及扩展使得整个工件失效。因此，必须把这个问题归结为疲劳引起的裂纹萌生的问题。所以，应采用裂纹萌生及破坏的理论来分析这个问题。
对于实际的环模模型，其受力情况复杂，有不同载荷在不同方向上引起的弯曲应力，还有载荷加载的剪应力，其危险点处的危险面不能单凭某个分力决定，比如，在环向角度间距20，轴向间距11mm，450锥孔深度为3mm，φ6孔深度30mm，φ7孔深度20mm，φ6孔中没有1：50锥度时，各个应力分布情况的云图如下列各图所示：
由上述分析可知，环模的失效破坏并不是由于变形失效引起的，而是由于裂纹的萌生及扩展使得整个工件失效，环模的真正失效原因是低周疲劳。分析同时也表明，环模尺寸的各个因素对它们的影响趋势是一致的，尾孔深度越短，最大应力越�。何蘼凼侵嵯蚧故腔废�，间距越大，最大应力越小。
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