1、 第 1 页 电话：传真：200 吨-S=50 米_架桥机 结 构 设 计 计 算 书 编制：_日期：_审核：_日期：_审定：_日期：_ 【2011-09-06】第 2 页 电话：传真：【A1】.架桥机主要由上部天车、横移平车、主梁、前中后支腿、前中后支腿横梁、各驱动机构等部件组成；【A2】.架桥机主梁的两部上部小车，总额定起重量为【100+100】吨，两台小车吊【100+100】吨时的吊点距离是 45 米；【A3】.下面对以上所述的主要结构受力件进行分析，包含各主要工况的情况，以证明架桥机的可行性；【A4】.对于比较复杂的结构我们采用 Ansys 建模求解的解决方式；【A4】.下面先分析主梁2、结构，对于其他主要受力也要给予分析计算以确保可行性；【A5】.下图首先是在 ansys 有限元分析环境中对主梁的三维建模图，架桥机主梁结构在 Ansys 中的各种工况分析结果如下；【A6】.架桥机主梁主要应该考虑的各种工况如下：1.当小车刚开始在主梁端部起吊时：A.如果是端部起吊且该端部位无支撑点，则是悬臂起吊，应考虑悬臂主梁的起吊能力；B.如果是端部起吊但该端部位有支撑点，则非悬臂起吊，应考虑悬臂主梁的腹杆承受能力；2.当前部小车吊 100 吨置于跨距 52 米中附近时，此时主梁受力最大，应计算主梁各最值；3.当主梁过洞时，主梁悬臂悬出最长时，计算主梁悬支点处部位最大应力；下面对这些主要工况3、的受力分析结果阐述如下：图【A6】【1】【Ansys 三维立面视图】第 3 页 电话：传真：图【A6】【2】【Ansys 三维轴测视图】【A100】.考虑端部起吊 100 吨但该端部位有支撑点，则非悬臂起吊，应考虑悬臂主梁的腹杆承受能力；【注意：此状态同时考虑主梁自重，】考察该状态的主梁最大应力符合安全条件；【A100】【1】端部加载 第 4 页 电话：传真：【A100】【2】如图所示：综合应力=.581E+08(Pa），即=58.1(MPa)=168(MPa)，主梁该状态强度满足要求；【B100】.考虑一小车吊 100T 于跨中时，同时考虑每个小车和横移平车自重 6 吨，不考虑其余载荷【包括4、主梁自重】；第 5 页 电话：传真：图【B100】【1】【加载图】图【B100】【2】【下挠图（显示单元）】图【B100】【3】【下挠图（不显示单元）】如上图可知额定静载最大下挠：垂=0.099952(m)；最大下挠发生于跨中附近（如上图显示“MIN”处）；第 6 页 电话：传真：【注意：最大下挠的取值还是按显示单元的图上的值来选取更为合理！】主梁跨距：S=52(m)；最大垂直静刚度：T垂=S垂=520.099952=520；T垂=520400，垂直静刚度满足要求，符合架桥机通用技术条件：GB/T 26470；【B200】.考虑起吊总额定起重量为【100+100】吨，并且考虑小车自重、主梁自重5、，横向偏斜力和风力；运行速度慢，横向偏斜力不大；因为是桁架式，所以挡风面积小，风力小；图【B200】【1】【水平最大偏移（显示单元）】【俯视状态】主梁水平最大偏移：水=0.00335 m；水平刚度：T水=S 水=520.00335=15522；T水=155222000，水平刚度满足要求，主梁水平状态刚性较容易满足；【B300】.整体结构最大应力，考虑起吊总额定起重量为【100+100】吨，并且考虑小车自重、主梁自重；同时考虑横移平车运行时的惯性力和风力；第 7 页 电话：传真：图【B300】【1】【最大应力（显示单元）】图【B300】【2】【最大应力（显示单元）】【最大应力处放大】如上图，最大6、应力在主梁靠近刚性支腿的地方，显示“MX”的地方；主梁板材料为 Q235-B，屈服强度Qs=235(MPa)，安全系数ns=1.4，极限最大值为 =ns=168(MPa)；第 8 页 电话：传真：如图所示：综合应力=.146E+09(Pa），即=146(MPa)；=146(MPa）=168(MPa)，主梁强度满足要求；【B400】.从以上各图可知，主梁结构在该工况满足要求；【B500】.主梁接头销轴计算【跨中吊 100 吨时】；本主梁分段之间的接头连接采用销轴连接的方式，每个接头上下弦杆的销轴大小不同；上弦杆两个直径为 68 的销轴；销轴材料为 45#；下弦杆四个直径为 58 的销轴；销轴材料7、为 45#；销轴承受的力主要为剪切力，所以应对其剪应力进行校核；40Cr 的屈服强度s=370 Mpa，考虑安全系数ns=1.4，则 =sns=3701.4=264 Mpa；则剪应力极限 =2=2642=132 Mpa；计算得弦杆的最大拉(压)力为：F弦 max=2634800（N）；不过实际上接头并不会完全在最大最大拉(压)力的位置处，但我们按最大拉(压)力估算后若满足则接头在非最大拉(压)力出的剪应力一定满足；上、下弦杆接头销轴总的剪切面积分别为：S上=6 PI()6824=21790 mm2；S下=8 PI()6824=29053 mm2；直径为 68 的销轴的剪应力：上=F弦 maxS8、上=263480021790=120 Mpa；直径为 58 的销轴的剪应力：下=F弦 max2S下=263480029053=90 Mpa；不管上还是下，都小于上面计算的剪应力极限：=132 Mpa；主梁接头满足要求；【C100】.主梁过洞的分析计算；主梁过洞的分析，重点应注意悬臂支撑点的应力值大小，该值太大会造成主梁失稳；第 9 页 电话：传真：【C100】【1】主梁过洞 【C100】【2】主梁过洞综合应力图 按上图知，受力最大处位于悬臂支撑点附近，值为：.122E+09（Pa）,即 122（MPa）；该值=168(MPa)，该工况主梁满足要求；第 10 页 电话：传真：【D100】.上部天9、车架主要受力部位的分析计算；上部天车架主要的受力部分可分解成两部分：1：固定定滑轮组的天车架主横梁；2：固定车轮轮组的天车架主端梁；下面将对这两部分结构进行结构受力分析，以确定结构的可行性；【D200】.上部天车架主横梁的分析计算；上部天车架主横梁之横截面尺寸图如下：【D200】上部天车架主横梁截面图【中间为定滑轮组】额定起重力：G=1000000(N)；跨距：S=1.8(m)；P0=G4=10000004=250000(N)；b=0.20(m)；b等效滑轮中心距离；NA=NB=P0=250000(N)；c=Sb2=1.80.22=0.80 m；跨中最大下挠：垂=P0c(8c2+12cb+3b10、3)24EI垂，I垂-垂直惯性矩；按此截面可计算出I垂=292916906(mm4)，后面带入计算时单位应化为m4；垂=250000 0.80 (8 0.802+12 0.80 0.2+3 0.23)24 0.196 292916906=0.001025342 m；T垂=S垂=1.80.001025342=1755；大于 1000，故刚性符合要求；水平弯矩：M垂=250000 0.80=200000 N.m；第 11 页 电话：传真：垂=1.1M垂XI垂，X=0.42=0.2(m)；动载系数取：1.1；水平惯性产生的最大应力，位于水平横向离对称轴最边远的位置；垂=1.1 M水 XI垂=200011、00 0.2 106292916906=136 Mpa；安全系数nS=1.4,材料为 Q235-B，则=2351.4=168(Mpa)；垂=136 Mpa =168 Mpa，小车架主横梁满足要求；【D300】.上部天车架主端梁的分析计算；【D300】上部天车架主端梁截面图 额定起重力：G=1000000(N)；轮距：S=1.40(m)；P0=G4=10000004=250000(N)；b=0.556(m)；b小车架两根主横梁中心距离；NA=NB=P0=250000(N)；c=Sb2=1.400.5562=0.422 m；跨中最大下挠：垂=P0c(8c2+12cb+3b3)24EI垂，I垂-垂直12、惯性矩；按此截面可计算出I垂=328391424(mm4)，后面带入计算时单位应化为m4；垂=250000 0.422(8 0.4222+12 0.422 0.556+3 0.5563)24 0.196 328391424=0.000324807 m；第 12 页 电话：传真：T垂=S垂=1.40.000324807=4310；大于 1000，故刚性符合要求；水平弯矩：M垂=250000 0.7=175000 N.m；垂=1.1M垂XI垂，X=0.42=0.2(m)；动载系数取：1.1；水平惯性产生的最大应力，位于水平横向离对称轴最边远的位置；垂=1.1 M水 XI垂=175000 0.2 113、06328391424=106 Mpa；安全系数nS=1.4,材料为 Q235-B，则=2351.4=168(Mpa)；垂=106 Mpa =168 Mpa，上部天车架主横梁满足要求；【D400】.综上上部天车架的几方面计算，上部天车架可以满足使用要求并符合起重机相关设计规范。【E100】.小车纵移主梁和支腿构件 纵移主梁最大下挠 如上图可知额定静载最大下挠：垂=0.005678(m)；最大下挠发生于跨中附近（如上图显示“MIN”处）；【注意：最大下挠的取值还是按显示单元的图上的值来选取更为合理！】纵移主梁跨距：S=5.25(m)；最大垂直静刚度：T垂=S垂=5.250.005678=925；14、T垂=925700，垂直静刚度满足要求，符合架桥机通用技术条件：GB/T 26470 第 13 页 电话：传真：纵移主梁最大应力 如上图，最大应力在显示“MX”的地方；主梁板材料为 Q235-B，屈服强度Qs=235(MPa)，安全系数ns=1.4，极限最大值为 =ns=168(MPa)；如图所示：综合应力=.107E+09(Pa），即=107(MPa)；=107(MPa）=168(MPa)，主梁强度满足要求；【F100】.前部直梁 前部直梁最大应力 第 14 页 电话：传真：如上图，最大应力显示“MX”的地方；主梁板材料为 Q235-B，屈服强度Qs=235(MPa)，安全系数ns=1.4，15、极限最大值为 =ns=168(MPa)；如图所示：综合应力=.680E+08(Pa），即=68(MPa)；=68(MPa）=168(MPa)，前部直梁强度满足要求；【G100】.中部弯梁 中部弯梁最大应力 如上图，最大应力显示“MX”的地方；主梁板材料为 Q235-B，屈服强度Qs=235(MPa)，安全系数ns=1.4，极限最大值为 =ns=168(MPa)；如图所示：综合应力=.495E+08(Pa），即=49.5(MPa)；=49.5(MPa）=168(MPa)，中部弯梁强度满足要求；【H100】.前支腿稳定性计算 前支腿高度约为：H=4.4 米，比其余位置更为细长，所以前支腿计算结果满16、足要求，则其余自然满足；前支腿截面为直径 325mm 厚度为 9mm 的管，我们按最小截面进行计算，则使用更大截面则自然满足；管截面惯性矩：Ig=pi()(3254(32529)4)64=111613258(mm4)；管截面积：Sg=pi()(3252(32529)2)4=8935(mm2)；截面惯性半径：ig=IgSg=1116132588935=112 mm，即ig=0.112 m；长细比：g=Hig；取 1，g=14.40.112=39；第 15 页 电话：传真：g=3040，则前支腿按屈服极限校核其受力极限是否超出；则每根支腿的承载压力：Ny=1000000 N；主管压应力：y=NyS17、g=10000008935=112 Mpa；y=112 Mpa =sns=168(MPa)；稳定性满足要求；【注意：小车下纵移主梁下的腿的高度不足 2 米，高度比前支腿高度小，既然前支腿稳定性满足要求，那么小车下纵移主梁下的腿高度更小则自然满足；】【I100】.传送主梁即输送箱底部的铰轴受力计算 传送主梁即输送箱底部的铰轴直径为 80mm；铰轴材料为 45#；铰轴承受的力主要为剪切力，所以应对其剪应力进行校核；45#的屈服强度s=370 Mpa，考虑安全系数ns=1.4，则 =sns=3701.4=264 Mpa；则剪应力极限 =2=2642=132 Mpa；单个轮箱轴最大载荷为：F压 max18、=1000000（N）；每个支座下的铰轴数量为 2，这样就有 4 个剪切面；铰轴总的剪切面积分别为：S90=4 PI()9024=25447 mm2；直径为 90 的铰轴的剪应力：90=F压 maxS90=100000025447=39 Mpa；90=39 Mpa，小于上面计算的剪应力极限：=132 Mpa；铰轴受力满足要求；【J100】.底部车轮轮箱铰轴受力计算 传送主梁即输送箱底部的铰轴直径为 100mm；铰轴材料为 45#；铰轴承受的力主要为剪切力，所以应对其剪应力进行校核；45#的屈服强度s=370 Mpa，考虑安全系数ns=1.4，则 =sns=3701.4=264 Mpa；则剪应力19、极限 =2=2642=132 Mpa；单根主梁和负重后的最大载荷为：F压 max=1000000（N）；每个支座下的铰轴数量为 1，这样就有 2 个剪切面；铰轴总的剪切面积分别为：S100=2 PI()10024=15708 mm2；直径为 100 的铰轴的剪应力：100=F压 maxS100=100000015708=64 Mpa；第 16 页 电话：传真：100=64 Mpa，小于上面计算的剪应力极限：=132 Mpa；铰轴受力满足要求；【K100】.底部车轮轮箱结构的分析计算；【K100】底部车轮轮箱结构横截面图 【K100】底部车轮轮箱结构立面图 每个车轮轮压约：GN=250000(N20、)；轮距：S=0.5(m)；P0=G2=2500002=125000(N)；b=0(m)；c=Sb2=0.502=0.25 m；按此截面可计算出I垂=309354000(mm4)，后面带入计算时单位应化为m4；水平弯矩：M垂=125000 0.25=31250 N.m；垂=1.1M垂XI垂，X=0.3752=0.1875(m)；动载系数取：1.1；第 17 页 电话：传真：垂=1.1 M水 XI垂=1.1 31250 0.1875 106309354000=21 Mpa；安全系数nS=1.4,材料为 Q235-B，则=2351.4=168(Mpa)；垂=21 Mpa =168 Mpa；同时对于21、中间铰轴 165,须计算轮压对板的最大挤压应力；P0=G2=2500002=125000(N)；S0=(10+14)165=3960(mm2)；0=1.1P0S0=1.11250003960=35 Mpa，小于 =168 Mpa，满足要求；同理对于中间铰轴 100,须计算轮压对板的最大挤压应力；P0=G4=2500004=62500(N)；S0=(10+10)100=2000(mm2)；0=1.1P0S0=1.1625002000=35 Mpa，小于 =168 Mpa，满足要求；综上得，底部车轮轮箱结构满足要求；【L100】.底部轨道梁车轮轮压承载受力分析 【L100】底部轨道梁单元段立体图(22、截取两端有筋板的一段)截取两端有筋板的一段分析，底部为平面全约束，按单元中施加最大轮压，受力结果如下图所示；第 18 页 电话：传真：【L100】底部轨道梁受力结果图 如上图，接触最大应力显示“MX”的区域如上图所示；如图所示：接触最大应力=.196E+09(Pa），即=196(MPa)；根据机械设计手册，起重机车轮(与钢轨)，许用接触应力(线接触)为：线=750(MPa)；=196(MPa）线=750(MPa)；同看接触应力区域之外的的综合应力情况，值都小于=168(MPa)；所以综上两点可得，底部轨道梁强度满足要求；【M100】.综上所有叙述，该架桥机整机结构可以满足使用要求并符合起重机相关设计规范和条件。