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破碎力计算是各零部件强度有限元分析的基础。当破碎腔进入硬度较高的非破碎物时，定锥和支承环将绕机架一固定点A抬起一个角度，迫使预紧弹簧进一步压缩，以增大定锥和动锥之间的距离，使物料顺利排出。此时动锥和物料之间的作用力为最大破碎力，主轴受力计算把主轴与偏心轴套在中间位置接触作为分析工况，动锥（包含主轴）与偏心轴套及球面轴承相互作用力如图所示，此时最大破碎力的作用线与过主轴与偏心轴套接触点的水平线在P点相交，图中l3=650mm。不计动锥及主轴自重，根据平面汇交力系的平衡条件，球面轴承对动锥的反力FR1必定通过P点，根据图1列出Fmax、FR1及FR0三力的关系。
（1）建立有限元模型主轴总体结构为阶梯形，总长度2449.6mm，最小轴径250mm。主轴材料为42CrMo，弹性模量212GPa，泊松比0.28，密度7850kg/m3，屈服强度930MPa。与动锥及偏心轴套配合的轴段为锥形，中部有油孔，为减小应力集中各截面变化处均做了圆角处理。图2为该主轴的结构及主要尺寸。为得到精度较高的六面体网格，在ANSYS软件中通过由面单元生成体单元的方法建立有限元模型，首先根据主轴工程图，建立各关键点并形成轴截面，采用PLANE42单元进行网格划分，然后经旋转操作形成由20节点SOLID186体单元组成的有限元模型。面网格划分及体网格形成过程中需进行网格控制操作，以达到合适的网格精度。整个模型共包含71656个节点，30300个单元，如图所示。
（2）边界条件及载荷步考虑到主轴的左端准250圆柱面为外螺纹，与锁紧螺母相配合，中部准300及准400圆柱面与动锥内圆柱面配合，因此这3个面可视做固定，约束全部自由度。
主轴右端锥面与锥衬套接触，承受大小为FR0的倾斜压力，由于锥度很�。�3°），故近似认为是正压力，这样处理结果也偏于安全。该压力分布规律为：沿轴向按二次抛物线分布，沿轴颈圆周方向120°按余弦分布，本文沿轴向将主轴右端锥面划分为多个小段，各段均按上述规律进行加载。由于随着偏心轴套的旋转，主轴受力部位随之变化，分别令FR0的作用面为相对的2个120°扇面定义2个载荷步，这2个载荷步受力大小完全相同。
（3）静力分析结果图4、图5分别为主轴在静力作用下的等效应力云图和位移云图，反映了主轴承受静力作用下的应力及变形。
由图4可知，主轴的最大等效应力发生在右部锥面与中部柱面的结合圆角处，节点号为77，最大应力值为188.42MPa，其反方向则受到较大的压应力。由图5可知，主轴最大位移发生在右端面，为2.01mm，上述结果与主轴的近似悬臂梁工况是吻合的。静态有限元分析表明主轴的最大应力远小于屈服强度，有较大的静强度安全系数。
破碎机正常工作时，偏心轴套具有245r/min的转速，使主轴承受周期性的交变载荷，进而易发生疲劳破坏。ANSYS软件采用名义应力法进行疲劳分析，根据零部件的名义应力和应力集中系数，按S-N曲线用疲劳损伤累积理论进行疲劳寿命计算。该方法定义弹性变形为结构的主导变形，适用于高周疲劳分析。
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