（机械电子工程专业论文）900t架桥机导梁支腿的结构分析与优化设计.pdf

摘要 本论文以h h m c9 0 0 0 k n 整机过隧式架桥机为研究对象，对导梁机的前、中、后滚 轮支腿进行了结构设计与计算。第一阶段的结构设计计算以传统计算方法作为依据，得 到了架桥机导梁机滚轮支腿的结构形式与相关板厚参数。随后采用大型有限元计算软件 a n s y s 作为分析计算手段，对设计结果进行了静强度与刚度分析计算，并校核了其稳 定性，得出滚轮支腿满足强度与刚度要求，且有一定富余。然后以导梁中支腿与导梁前 1 支腿为例，建立了导梁中支腿与导梁前1 支腿的参数化有限元优化模型，利用a n s y s 的优化分析模块o p t d e s l g n 进行优化分析，得出了导梁中支腿与前1 支腿较合理的 几何截面尺寸，并对优化后的导梁中支腿与前1 支腿进行了静强度、刚度与稳定性重计 算，验证了优化后结果的可行性。 由于整机过隧式架桥机在国内还属空白，几乎所有类型的国产架桥机都很难适应桥 隧相连的工作环境，此次整机过隧式架桥机的研发，对国内相似设备的研制，起到了一 定的推动作用。 关键词：架桥机导梁支腿结构设计有限元优化 a b s t r a c t i nt h i st h e s i s ，h h m c9 0 0 0 k nb r i d g em a c h i n ew a st h er e s e a r c ho b je c t t h ea u t h o rh a s c o m p l e t e dt h es t r u c t u r a ld e s i g na n dc a l c u l a t i o nf o rt h er e a rl e g ，t h em i d d l el e ga n dt h ef r o n t l e go f t h eu n d e rb r i d g e w i t ht h ef a m o u sf e ms o f t w a r ea n s y s ，t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lo f t h ew h o l es t r u c t u r ew a se s t a b l i s h e da c c o r d i n gt oi t sc h a r a c t e ra n dw o r kc o n d i t i o n s ，a n dt h e n t h es t r u c t u r es t r e s s ，d e f o r m a t i o na n ds t a b i l i t yw e r ec a l c u l a t e db yt h es t a t i ca n a l y s i sm e t h o d a n dt h e yh a dac e r t a i nm a r g i n a se x a m p l ef o rt h ef r o n tl e ga n dt h em i d d l el e g ，t h ep a r a m e t e r s f i n i t ee l e m e n to p t i m i z a t i o nm o d e l s w e r ee s t a b l i s h e d t h e o p t i m i z a t i o na n a l y s i s w a s c o m p l e t e da n dt h em o r er e a s o n a b l es i z eo f t h eg e o m e t r i cc r o s ss e c t i o no ft h el e gh a d b e e ng o t f i n a l l y ，t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e l so f t h el e g sh a v eb e e ne s t a b l i s h e da f t e ro p t i m i z a t i o na n a l y s i s ， a n dt h es t r u c t u r es t r e s s ，d e f o r m a t i o na n ds t a b i l i t yw e r ec o n f o r m e db yt h es t a t i ca n a l y s i s m e t h o d b e c a u s et h i st y p eo fm a c h i n ei nc h i n ai ss t i l lab l a n k ，a l m o s ta l lt y p e so fd o m e s t i c e q u i p m e n t sa r ed i f f i c u l tt oa d a p tt h ew o r k i n ge n v i r o n m e n t t h er e s e a r c ha n dd e v e l o p m e n tf o r t h i st y p eo fd e v i c eh a sp l a y e dac e r t a i nr o l ei np r o m o t i n gd o m e s t i ce q u i p m e n td e v e l o p m e n t k e yw o r d s ：b r i d g em a c h i n e ；s t r u c t u r a ld e s i g n ；f e m ；o p t i m i z a t i o n i i 长安大学硕士学位论文 1 1 研究背景及意义 第一章绪论 根据我国中长期铁路网规划，我国新一轮铁路建设迫在眉睫【1 】，而路网规划中的 客运专线建设尤为引人注目，这是满足我国国民经济和社会发展需要的重要措施，也是 我国铁路建设史上一个跨越式发展阶段。 铁路客运专线是一项系统性强，设计学科多，技术性强，投资巨大的工程，其中基 础设施的桥梁工程是投资的主题。国内目前铁路客运专线初步统计，桥梁的总长度占线 路全长的2 0 以上，当客运专线穿越城市，为不占用城市用地，以桥带路，使得桥梁所 占比例更大。例如：京津城际铁路客运专线全线长1 1 8 k m ，常用跨度桥梁达9 3 k m ，常 用跨度桥梁总长占线路全长的7 9 【z 】，上部结构设计的形式主要以整孔简支箱梁为主。 这一特点使得研究标准化、流程化、工厂化的施工方法及其吊、运、架梁装备更显得突 出。 h h m c9 0 0 0 k n 整机过遂式架桥机是用于客运专线9 0 0 吨及以下混凝土箱梁架设 的大型专用起重设备。架桥机由架梁机主梁与下导梁等组成，与9 0 0 吨运梁台车配套使 用，适用于客运专线3 2 m 跨、2 4 m 跨、2 0 m 跨混凝土箱梁的起吊与安装架设。其工作 原理为：利用下导梁作运输通道，运梁台车将混凝土箱梁运送到待架桥跨上方下导梁顶 面，通过靠近前、中支腿位置的前、后起重天车将混凝土箱梁提离运梁台车，运梁台车 退出，主梁前支腿驱动导梁前行一跨，直接将混凝土箱梁落位并准确安装。 h h m c9 0 0 0 k n 整机过遂式架桥机具有整机不拆解过隧道的功能，可以胜任桥隧相 连，施工环境恶劣地区的客运专线混凝土箱梁的架设任务。 1 2 国内外架桥机发展状况 1 2 1 国内架桥机发展状况 在高速铁路建设过程中，最重要的当属混凝土箱梁的制梁、运梁以及架梁施工设备， 而在上述施工设备中，当属架梁设备为最重要最关键的设备。为满足工程施工需要，目 前，国内具有相当资质的大型企业如中铁大桥局集团等，充分发挥桥梁“施工、设计、 设备制造、科研四位一体的技术优势，特别是桥梁施工准用设备研发能力强的技术优 第一章绪论 势，组织集团内有关单位和工程技术人员，研制了一系列铁路客运专线施工所必须的专 用施工设备【3 】。同时，许多企业还通过技术合作方式，与国内外相关企业联合研制和引 进了一批设备，确保了铁路客运专线工程施工的设备需求。 高铁架桥机按照有无导梁，分为以下四种类型： 1 无导梁式架桥机。如中铁科工之j q 9 0 0 a 型、j q 9 0 0 b 型；石铁院与1 7 局之 s p j 9 0 0 3 2 型。下图1 1 所示为中铁大桥局设计研制的某型号无导梁式架桥机。 图1 1 无导粱式架桥机施工示意图 2 承架桥机半自重过孔导梁式架桥机。顾名思义，此型架桥机有一略长于一跨、 承重不大( 1 2 自重) 的导梁，却带来过孔安全稳定的优良性能，从而成了9 0 0 t 级的主 流架桥机，中铁科工之j 0 9 0 0 c 型、北戴河通联、郑州华中建机、上海港机重工、西安 筑机、北京万桥等都分别为各施工部门设计制造了一批此型架桥机。如图1 2 所示，国 内某大型研究机构设计研发并投入施工的承架桥机半自重过孔导梁式架桥机。 3 导梁承箱梁重式架桥机。由运梁车上的前后移梁小车驮运混凝土箱梁上导梁到 梁位上方，定点起吊箱梁，退出二移梁小车，吊起导梁前移让出桥位，落箱梁到位。如 图1 3 所示，某型号导梁承箱梁重式架桥机施工图。 长安大学硕士学位论文 图1 2 承架桥机半自重过孔导粱式架桥机施工示意意图 图1 3 导粱承箱粱重式架桥机施工图 另外，国内市场还有其他各种类型的架桥机，这些架桥机按照行走型式与起吊型式 又可以分成很多类型。这一系列客运专线施工设备的研制成功，一方面满足了工程建设 的需要，另一方面也形成了一批重要的科研技术成果，有些还填补了国内空白，促进了 第一章绪论 我国铁路建设技术的发展。 由于高速铁路有很多会穿越隧道，在上述国产架桥设备中，相当一部分架桥设备都 不具备整机通过隧道这一要求，每遇到隧道，就需要将设备进行拆解运输，通过隧道后 再进行重新安装调试，这一过程将会耗费相当大的人力物力以及财力，而国外的有些设 备却能满足连续过遂或者桥隧相连的施工工况，但是，其进口设备价格太过昂贵，这一 难题，一直没有得到解决。如图1 4 ，某国产型号架桥机在进隧道末跨施工示意图。 如上图1 4 ，由于此架桥机不能满足整机不拆解过隧道的功能，在完成末跨架设后， 必须将架桥机进行拆解，然后由运梁车等运输设备将架桥机拆解件运送通过隧道，然后 在隧道另一端安装。由于架桥机的拆解、安装与调试完成，周期大约需要一个月左右， 所以这种施工方法效率很低，此种类型架桥机不能适应桥隧相连地区的施工要求。如下 图1 5 ，架桥机在进隧道前进行拆解，由运梁车驼运过隧道。 4 长安大学硕士学位论文 随着我国铁路建设跨越式发展的进一步实施，高速铁路建设不断由平原地带向西南 等山区地带推进，我们将面对更新的机遇和更新的挑战，研发制造国产的、具有自主知 识产权的整机过遂架桥机迫在眉睫! 1 2 1 国外架桥机发展状况 第一章绪论 大吨位铁路箱梁架桥机研发制造最早，在架桥机领域内具有相当低位的当属意大利 n i c o l a 公司，意大利尼古拉公司设计研发制造的整机不拆解过隧道架桥机，可以很好的 适应桥隧相连地区的高速铁路、公路的箱梁架设。如图1 6 所示，国内进口的意大利尼 古拉公司研发制造的某型号吊运架一体机，图示为其主梁部分。 从国内外架桥机的现状来看，高速铁路箱梁架桥机大致可分为迈步式架桥机、下导 梁式架桥机、运架一体式架桥机。其中下导梁式架桥机应用于架梁施工实践的最大梁片 重量在9 0 0 吨以上。目前己进入中国市场并具有比较大影响力的国外专业架桥机械制 造商有意大利n i c o l a 公司和挪威n r s 公司，此外还有c o m t e c 公司和德国k a m a g 公司等。国内企业研发制造的9 0 0 t 级架桥机基本都没有考虑隧道因素，整体无法穿过 客运专线与双线隧道，只能部分拆卸、分解穿过。且在隧道口由于没足够的施工空间， 架桥机的施工也非常不便。由于上述种种客观条件和现有机械装备的尺寸限制，使客运 专线的施工受到极大的制约，阻碍了施工进度并增加了建设成本。 1 3h h m c9 0 0 0 k n 整机过遂式架桥机主要技术方案和特点 1 技术方案： 1 、将架梁吨位提高至9 0 0 吨级，满足了客运专线3 2 m 及以下双线整孔混凝土箱梁 的架设【6 】。 2 、采用长导梁，导梁在3 2 m 跨施工状态下，跨2 跨，导梁上加装伸缩支腿，可以 使导梁在桥头或者场地实现自行【4 】。 3 、主梁前支腿加装动力系统，与导梁链传动配合，驱动导梁的前行、后退。 4 、导梁除与后支腿采用固定连结外，其余三个支腿( 中支腿，前1 支腿、前二支 腿) 都采用滚轮支撑结构，在滚轮支腿的支撑下，导梁可以实现纵向移动及横向微调【5 】。 2 特点： 1 、运梁、架梁功能分离，架梁机主梁一跨简支，定点提梁、架梁，机构、结构简 单，起重系统无需走行，架梁施工荷载小且均衡，整机自重轻、重心低、稳定性好【6 】。 2 、通过架梁机主梁及导梁支腿的自行换位安装可实现变跨架设和出入隧道架设。 通过在墩顶上对下导梁横向微调，可以实现横曲线段架梁闭；通过主梁前支腿与导梁支 腿的配合升降，可以实现竖曲线架梁。 3 、下导梁墩顶低位自行纵移过孔，主梁机沿下导梁过孔，快捷、简便、安全可靠。 6 长安大学硕士学位论文 4 、下导梁桥头首孔自行进入架梁工位，桥尾末孔自行脱离架梁工位，腾出架梁空 间，解决了下导梁式架桥机架设首末孔梁的难题。 5 、转场无需拆解，只需将支腿驼运即可，节省施工时间，缩短施工周期。 6 、起升系统静定起吊混凝土箱梁，受载均衡，确保了混凝土箱梁及架桥机的安全。 起升系统的纵横向微调，实现了混凝土箱梁架设精确定位【8 】。 1 4 本文研究内容 1 、调研国内外架桥机设备的发展状况与趋势，参考相关设计规范，对架桥机导梁 的滚轮支腿( 前1 支腿、前2 支腿与中支腿) 进行力学分析与结构设计。 2 、采用大型有限元分析软件a n s y s 分别对笔算完成的前1 支腿与中支腿建立对 应的有限元模型，对其进行结构强度、刚度和稳定性分析。 3 、分别对前1 支腿与中支腿采用参数化建模，利用a n s y s 软件提供的一阶优化 方法，对前1 支腿与中支腿进行结构优化。 4 、利用a n s y s 对优化后的前1 支腿与中支腿进行重新计算，验证优化后的支腿 结构满足结构强度、刚度与稳定性要求。 7 第二章导粱机滚轮支腿的设计计算 第二章导梁机滚轮支腿的设计计算 对于导梁式架桥机，导梁支腿( 前1 与前2 支腿、中支腿、后支腿) 在架桥机的施 工过程中，起到了至关重要的作用。如下图2 1 ，为导梁机与导梁各个支腿的示意图： 图2 1 导粱机与导粱支腿示意图( 略) 不论是等跨架梁，还是大跨变小跨，小跨变大跨，或者是进出隧道施工，都需要导 梁频繁的移动，而导梁的支撑与移动，依靠的就是导梁的滚轮支腿，即导梁前1 、前2 支腿与导梁中支腿。所以，导梁的滚轮支腿对于整个的架桥机而言，是非常重要的。本 章的主要内容，是根据架桥机的施工工艺，确定导梁三个滚轮支腿( 导梁中支腿、前1 与前2 支腿) 的具体结构，设计尺寸，并完成导梁滚轮支腿图纸的设计。 2 1 导梁机滚轮支腿的型式确定 2 1 1 导梁机中支腿的型式确定 导梁中支腿是重要的承力部件，在喂梁、架梁、导梁前行的过程中，起着很重要的 作用。中支腿主要由三部分组成，最上端是支撑导梁及其行走的滚轮箱，中部是支撑箱， 最下端是安装支撑油缸的扁担梁。滚轮箱由两部分组成，一部分是安装支撑滚轮的滚轮 安装箱，另一部分是安装、支撑滚轮安装箱的支撑箱。此部分箱体都由钢板( q 3 4 5 - b ) 焊接而成。大部分焊缝采用安全、可靠的坡1 ：3 焊【1 1 】，其余采用角焊缝。中部的支撑箱及 下端的扁担梁均采用钢板( q 3 4 5 b ) 焊接，重要焊缝皆为破口焊。扁担梁两侧各安装 一个支撑油缸，用以调节支腿高度，适应不同的纵坡比例。 导梁中支腿的结构如图2 2 所示。 图2 2 导梁机中支腿总成( 略) 1 挂轮总成；2 滚轮箱总成；3 支撑箱；4 后滚轮支腿上部横联；卜螺栓；6 垫圈d 2 2 ：卜螺母m 2 2 ；8 一后滚轮支腿下段；卜支撑油缸；1 0 一瓦片。 这样的中支腿结构，既能适应导梁的纵向移动，也能够满足支腿自行变跨的要求。 导梁在滚轮箱的支撑下，依靠滚轮支撑，可以实现纵移。而支腿上端的挂轮机构，又可 以实现支腿的纵向移动。将支撑轮箱与挂轮总成整合到一起，不仅仅可以缩小支腿上端 的体积，降低支腿重量，而且对于支腿的受力来说，也是大有裨益。 2 1 2 导梁机前1 与前2 支腿的型式确定 8 长安大学硕士学位论文 导梁前1 支腿与前2 支腿的工作原理与导梁中支腿大体相同，它们既要起到支撑、 固定导梁的作用，使导梁可以在它们的支撑下作纵向的移动。但是在遇到横曲线过孔的 情况下，也就是遇到桥梁转弯的情况，这个时候导梁的前1 、前2 支腿不仅仅要起到支 撑导梁运动的作用，而且要能起到调整导梁横向位置，以适应弯道的作用。目前国内高 速铁路标准的转弯半径为5 0 0 0 米1 2 】。转弯半径越小，导梁在弯道处过孔时所需要的横 向偏移量就越大。我们以5 0 0 0 米转弯半径为例。在计算导梁过横曲线偏移量之前，首 先确定导梁过横曲线的方法。h m c9 0 0 t 整机过遂式架桥机，在通过弯道过孔的时候， 导梁是以中支腿为支撑中心，后支腿解除支撑，导梁在前1 与前2 支腿的推动下，进行 横向偏移。 如图2 3 ，5 0 0 0 米曲线半径过孔示意图。 图2 35 0 0 0 米曲线半径过孔示意图( 略) 导梁前1 支腿与导梁中支腿结构大致相同，唯一不同之处，是前1 支腿的滚轮箱是 安装在一个具有横向滑动调节装置的支撑板上。如图2 4 。 图2 4 导梁前1 、前2 支腿总成( 略) 1 横移支撑；2 挂轮总成；3 滚轮箱总成；4 _ 横移油缸座总成；5 支 撑油缸；6 横移拉板1 ；7 支撑段；8 瓦片；卜油缸；1 卜横移拉板2。 这个横向调节功能由安装在支腿中部的一个横移油缸来实现的。这个功能的实现， 可以使架桥机适应高速铁路关于转弯半径的要求，通过横移油缸的收缩或者伸出，经由 油缸座、支撑板、滚轮轮缘，将横向力传递给导梁，实现导梁的横向移动，以此完成架带 桥机的转弯过孔。导梁前1 支腿与前2 支腿的结构相同，之所以名称不同，只是为了位 置区别而已。 2 2 技术设计 2 2 1 设计依据 1 京沪高速铁路设计暂行规定铁建设 2 0 0 3 1 13 号【1 3 】 2 g b3 8 11 - - 0 8 起重机设计规范 3 g b 1 14 4 0 6 9 4通用门式起重机 4 g b6 0 6 7 8 5 起重机安全规程 5 g b5 9 0 5 8 6 起重机试验规范和程序 6 g b1 0 18 3 8 8 桥式和门式起重机制造及轨道公差 9 第二章导梁机滚轮支腿的设计计算 7 t b t2 6 6 6 19 9 5 8 g b j2 3 2 8 6 9 g b6 9 9 ：g b 7 0 0 1 0 j b4 3 1 5 8 6 1 1 j b 亿q 8 0 0 2 2 2 2 主要技术参数设计 门式起重机检测工艺及方法 电气装置安装工程施工及验收规范 碳素结构钢 起重机电控设备 通用门式起重机产品质量分等标准 1 整机参数 架梁规格：3 2 米、2 4 米、2 0 米双线单箱等跨及变跨铁路箱梁 适应线路曲线半径：t 3 0 0 0 米 适应风力：6 级( 工作状况) ，1 1 级( 非工作状况) 适应工作环境：2 0 。- + 5 0 。 整机重量：4 9 8 t 2 架梁机 架梁方式：单跨简支、定点提梁、微调就位 适应工作坡度：1 2 1 0 0 0 走行方式：后支腿驱动走行 走行速度：3 m ，m i n 起重小车起升速度：0 0 5 m ，m i n 起重小车起升高度：7 m 起吊方式：四点起吊，三点平衡式起吊方式 3 导梁机 走行方式：主梁前支腿链传动驱动 走行速度：3 m ，m i n 2 3 导梁中支腿的设计计算 2 3 1 导梁中支腿受力分析 架桥机的行走，过孔，架梁等工序都是借助主梁与导梁的相互配合完成的，而作为 导梁最重要的支腿之一的中支腿，在导梁行走、架梁的过程中，它的强度、刚度及稳定 性对整个架桥机而言是非常重要的。 1 0 长安大学硕上学位论文 导梁中支腿主要有以下几个受力工况： ( 1 ) 导梁空载，如图2 5 。 图2 5 导梁空载( 略) 此时导梁各支腿只受到导梁自重的作用，受力简图如下图2 6 。 图2 6 导梁支腿受力简图( 略) 此时，导梁中支腿最大受力为1 2 3 2 k n 。 ( 2 ) 驼梁小车驼运9 0 0 吨混凝土箱梁驶上导梁，如下图2 7 。 图2 7 导粱中支腿受重载示意图( 略) 这时候，导梁中支腿不仅要承受一部分的导梁自重，而且还要承受9 0 0 t 箱梁自重的 一部分重量，此时后滚轮支腿为最危险工况，此时中支腿受力简图如图2 8 。 图2 8 导粱中支腿危险工况受力( 略) 此时，中支腿受力6 4 0 0 k n ，此值为最大受力值。 2 3 2 导梁中支腿的型式确定 架桥机的工况决定了中支腿的形式，中支腿既要承担导梁的压力，也要能支撑导梁 的行走，所以中支腿上部采用拖轮轮箱的形式，下部采用大部分架桥机支腿所共用的形 式，用钢板进行焊接。导梁中支腿具体形式如下图2 8 。 图2 9 导梁中支腿结构型式( 略) 2 3 3 中支腿各部计算 ( 1 ) 上部拖轮销轴计算，如图2 1 0 。( 略) 图2 1 0 上部拖轮结构( 略) 中支腿共有横向对称布置的8 个托轮，中支腿在最危险工况下的受力为6 4 0 0 k n ，平 均每个托轮承受的压力为8 0 0 k n ，托轮通过销轴将压力传递给支撑板，设销轴的直径为 d ，支撑板的厚度为b 。 ( 2 ) 轮箱中部销轴计算( 略) 如图2 1 l 。 图2 1 1 中间销轴示意图( 略) 轮箱中部一共在横向对称位置布置了4 个销轴，用以连接上部小轮箱与下部大轮箱， 每个上部小轮箱都通过中间销轴将导梁的压力传递给下部大轮箱，每个中间销轴的所受 1 到上部小轮箱的压力为f = l x6 4 0 0 k n = 1 6 0 0 k n ，中间销轴的受力情况与上部销轴的受 4 力情况相同，主要是两个剪切面承受剪切力以及与相应支撑板之间的挤压力。 第二章导梁机滚轮支腿的设计计算 ( 3 ) 下部轮箱销轴计算( 略) 如下图2 1 2 。 图2 1 2 下部销轴示意图( 略) 下部销轴在中支腿横向对称位置一共有2 个，共承担6 4 0 0 k n 的力，其中每个销轴 承受3 2 0 0 k n 的力，同上部、中间销轴的受力情况相似，销轴主要承受的是剪切与挤压 的作用。 ( 4 ) 上部小轮箱计算( 略) i 小轮箱形式，如下图2 1 3 。 图2 1 3 小轮箱结构图( 略) 轮箱材料为0 3 4 5 ，初选板厚为5 0 m m ，0 3 4 5 的许用应力为仃。= 2 9 5 m p a 陋1 ：生：1 9 6 7 m p a 。 1 5 p 】= 单：1 1 3 5 胁 、，) i i 上部销轴对板的剪切校核 i i i 中间销轴对板的剪切校核 i v 上部销轴对板的挤压计算 v 中部销轴对支撑板的挤压计算 支撑板对上部销轴的挤压校核 v j i 支撑板对中部销轴的挤压校核 ( 5 ) 下部轮箱计算( 略) i 轮箱结构，如图2 1 4 。 图2 1 4 轮箱结构( 略) 与上部轮箱形式相似，用厚度为b 的0 3 4 5 板焊接成的u 型箱，上部两个槽孔安装 中间销轴，下面一个销孔安装下部大销轴，已知下部大销轴的轴径为1 6 0 m m 。 i i 下部销轴对支撑板的挤压和剪切校核： i i i 中部销轴对支撑板的挤压和剪切校核： ( 6 ) 后滚轮支腿下部液压缸支撑箱强度计算( 略) 后滚轮支腿下部液压缸支撑箱形式如下图2 1 5 。 图2 1 5 液压缸支撑型式( 略) 支撑箱的截面形式如图2 1 6 。 1 2 长安大学硕士学位论文 图2 1 6 支撑箱的截面形式( 略) ( 7 ) 中支腿下端危险截面强度计算( 略) 中支腿中部箱主要是承压部件，在箱体内部与上部轮箱支撑板的对应位置布置加强 筋板，对应位置的筋板厚度均为4 0 咖。支腿下端为变截面形式，主要受力部件是支腿盖 板，初取支腿盖板厚度为3 0 m m ，腹板厚度为2 6 r a m 。 中支腿下端为危险截面，需要校核局部挤压应力，支腿下端承压截面形式如下图 2 1 7 所示。 图2 1 7 ( 略) 挤压应力：仃= 专= 意器= 5 2 6 胁 纠，挤压校核通过。 2 3 4 导梁机中支腿的整体和局部稳定性计算：( 略) ( 1 ) 导梁机中支腿的整体稳定性计算： 导梁机中支腿下部变截面部分是受压构件，没有附加弯矩作用，所以整体稳定性验 算可以忽略弯矩的影响。支腿的整体稳定性按照下式计算n 朝： 仃：兰p 】 妒以 式中：一支腿承受的轴力，n = 3 2 0 0 k n ； 彳一距支腿小端0 4 5 h 截面处的断面面积和抗弯截面模量； 9 一压杆的许用应力折减系数，根据支腿柔度九：旦型，由轴压稳定系 数表查取，其中m 为变截面支腿的折算长度系数，z 是由支腿的支撑情况决定的折算长 度系数，中支腿的支撑形式为上端自由，下端固定的支撑形式，所以j l f 取0 2 。为 支腿计算截面的最小惯性半径。 导梁机中支腿的整体稳定性校核通过。 ( 2 ) 导梁机中支腿的局部稳定性计算：( 略) 为了防止支腿的腹板和翼缘板发生波浪变形，应该对支腿进行局部稳定性校核，否 则有可能导致结构过早损坏。中支腿的下部变截面部分，属于轴心受压的箱型截面支腿， 其腹板的计算高度与厚度之比和箱行截面两腹板之间的翼缘板宽度与其厚度之比应该 满足下式n 副： 第二章导梁机滚轮支腿的设计计算 生5 0 胖+ o 1 九 6 lv 鱼5 0 脞+ 0 m 疋 、吼 取距离变截面支腿下端0 4 5 h 处的截面进行局部稳定性计算： 成立。导梁机中支腿的局部稳定性校核通过。 2 3 5 滚轮的设计与计算( 略) 滚轮机构在支撑架梁，支撑导梁机行走，过曲线等工作中，起着非常重要的作用。 在导梁机中支腿受力最大工况下，受力全由滚轮及滚轮销轴承受，而滚轮轮缘在导梁的 导向过程中也起着关键的作用，所以说，滚轮的结构强度设计，在中支腿以及前1 、前 2 支腿的设计过程中，是至关重要的。 ( 1 ) 滚轮结构设计 图2 1 8 滚轮机构( 略) 1 大螺母；2 垫圈；3 垫板；4 定位挡圈1 ；5 滚轮；6 一轴套；7 定位挡圈2 ；8 滚轮轴；卜调心滚子轴承；1 卜密封圈；1 1 润滑油嘴。 如图2 1 8 ，滚轮受到导梁下表面轨道的压力，通过两队调心滚子轴承，将压力传递 给滚轮轴，滚轮轴再通过两侧的支撑箱板，将力继续传递下去。 ( 2 ) 滚轮的计算载荷 导梁中支腿滚轮所承受的载荷与运行机构传动系统的载荷无关，可以直接根据起中 支腿外载荷的平衡条件求得。滚轮的疲劳计算载荷只可以由中支腿的最大轮压和最小轮 压来确定。g b3 8 11 8 3 起重机设计规范规定，只的计算公式如下n 引： p ：2 p m a x + p m i n 。 3 ( 3 ) 车轮踏面接触强度计算 按照赫兹公式计算接触疲劳强度，滚轮线接触的允许轮压为： p c k d l c l c 2( n ) 式中：k 一与材料有关的许用线接触应力常数( 脚m 2 ) ：车轮选用z g 3 4 0 6 4 0 ， 查起重机设计手册表3 - 8 6 ，k = 5 6 ； 1 4 长安大学硕士学位论文 j d 一车轮直径( 唧) ，初取d = 2 8 0 m m ； 三一车轮与轨道的有效接触长度，初取l = 2 1 0 m m ； c 1 一转速系数，查表3 8 7 ，取c l = 1 1 7 ； c 一工作级别系数，查表3 8 8 ，c = 1 2 5 ； 只 k d l c l c 2 ，滚轮踏面接触强度计算通过。 滚轮最终结构确定如图2 1 9 。 图2 1 9 滚轮结构图( 略) 2 3 6 挂轮机构的设计与计算( 略) 挂轮机构的作用主要是在支腿过孔的时候，挂轮通过在导梁翼缘板的轨道上的滚 动，实现滚轮支腿的前进和后退。导梁支腿在墩顶支撑的时候，挂轮机构是不工作的。 所以，导梁中支腿与前1 、前2 支腿的挂轮机构是相同的。 图2 2 0 挂轮总成( 略) 1 挂轮；2 轴套；3 垫片；4 挂轮轴；5 吊杆；6 止动块；7 轴端垫板；8 垫圈；9 圆螺母；1 卜润滑油嘴。 t ： ( 1 ) 挂轮机构设计 按照挂轮机构的功用，挂轮机构主要由挂轮，挂轮吊杆等组成，如图2 2 0 。 如图2 2 0 ，在支腿工作状态下，挂轮机构是不工作的，当支腿支撑油缸收缩时候， 挂轮吊杆依靠高强螺栓与止动块的连接，将支腿重量传递到挂轮轴，最后支腿压力转化 为挂轮轮缘对导梁翼缘板的轮压。这样的结构，体积小，自重轻，而吊杆采用锻件，在 挂轮工作的时候，吊杆既要承受支腿的拉力，而且还要承受导梁翼缘板反作用力产生的 附加弯矩的作用。为了减少加工制造量，降低制造成本，导梁中支腿与前1 、前2 支腿 挂轮机构采用相同的规格与型式。 ( 2 ) 挂轮计算 导梁中支腿与前l 、前2 支腿挂轮型式一致，支腿两侧各有两个吊挂，偏保守估计， 初定支腿重量为3 0 0 k n ，每个支腿有四个吊挂机构，则每个挂轮受力为7 5 k n 。 计算载荷：挂轮的疲劳计算载荷可由支腿的最大轮压和最小轮压确定： p ：三生生 3 线接触的允许轮压为： 第二章导梁机滚轮支腿的设计计算 p c k d l c l c 2( ) 式中：墨一与材料有关的许用线接触应力常数( m 聊2 ) ；车轮选用z g 3 4 0 6 4 0 ， 查起重机设计手册表3 - 8 - 6 ，k = 5 6 ； d 一车轮直径( 姗) ，初取d = 2 0 0 m m ； 三一车轮与轨道的有效接触长度，初取三= 5 0 m m ； c 1 一转速系数，查表3 8 7 ，取c 1 = 1 1 4 ； c 一工作级别系数，查表3 8 8 ，c = 1 2 5 ； 所以： k d l c l c 2 挂轮踏面接触强度满足。 挂轮结构示意图如图2 2 1 所示。 图2 2 1 挂轮结构示意图( 略) ( 3 ) 挂轮销轴计算 图2 2 2 挂轮销轴( 略) 挂轮销轴采用q 3 4 5 ，一端通过挂轮轴承安装挂轮，在挂轮与吊杆之间加工有轴肩， 用作挂轮的轴向定位与防脱。另一侧与吊杆上端内腔间隙配合，通过螺母、垫片与吊杆 紧固，防止销轴做轴向窜动。另外，挂轮轴外侧有限位块，也可防止挂轮做轴向窜动。 挂轮销轴结构如图2 2 2 。 销轴材料选用4 0 0 r ，4 0 c t 的许用应力为p j = 3 2 7 m p a ，p 】，= 1 8 9 m p a 盯：! ：翌塑：3 7 5 m p a 吼 a 2 0 0 0 。 ( 4 ) 吊杆强度计算 挂轮机构工作过程中，吊杆受力有两部分，第一部分，是吊杆上端的销轴套筒端部 危险截面受到销轴的剪切作用力，第二部分是吊杆竖直部分受到支腿重力的拉伸作用， 记忆挂轮反作用力产生的附加弯矩的作用。 剪切应力 t - - 百f = 百7 5 0 0 0 = 黑等= 1 7 9 舰 吊杆截面型式如图2 2 3 。 图2 2 3 吊杆截面型式( 略) 如图，挂轮支反力对吊杆产生的附加弯矩为： 1 6 长安大学硕士学位论文 则合成应力仃。= o r + 2 1 2 9 6 + 1 2 5 = 1 4 2 1 m p a o ，= 2 3 0 m p a 吊杆强度计算通过。 2 4 导梁前1 、前2 支腿的设计计算( 略) 2 4 1 导梁前1 、前2 支腿受力分析 架桥机的行走，过孔，架梁等工序都是借助主梁与导梁的相互配合完成的，而作为 导梁最重要的支腿之一的前1 、前2 支腿，在导梁行走，架梁的过程中，它的强度、刚 度及稳定性对整个架桥机而言是非常重要的。 导梁前l 、前2 支腿最大受力工况为2 0 米跨架梁状态，如图2 2 4 所示。 图2 2 4 前1 支腿最大受力工况( 略) 这时候导梁前1 支腿受力包括导梁悬臂部分自重，主梁及主梁上部部件自重的一半， 还包括前支腿自重在内，受力简图如图2 2 5 。 图2 2 5 前1 支腿受力简图( 略) 这时，前1 支腿的最大受力为3 0 3 0 k n 。 2 4 2 导梁前l 、前2 支腿型式确定 架桥机的工况决定了导梁前l 、前2 支腿的形式，前1 、前2 支腿既要承担导梁自 重的压力，也要能支撑导梁的行走，所以前1 、前2 支腿支腿的形式采用与导梁中支腿磐 相同的形式，上部采用一个拖轮轮箱，一个轮箱安装两个拖轮，为了与中支腿行走轨道 相适应，前1 、前2 支腿滚轮采用与中支腿滚轮相同的尺寸样式，既降低了滚轮的加工 成本，又增强了导梁前1 、前2 支腿与中支腿部件的互换性。下部采用大部分架桥机支 腿所共用的形式，用钢板进行焊接，与中支腿不同之处，中支腿下部轮箱需要安装两个 上部轮箱，而前1 、前2 支腿只需要安装两个托轮。 前1 、前2 支腿的具体形如下图2 2 6 所示。 图2 2 6 前1 、前2 支腿结构图( 略) 导梁的前1 、前2 支腿在架桥机曲线作业的时候，需要配合导梁，进行变曲线作业， 所以在支腿中部横梁上加装了可以实现变曲线操作的横移油缸。轮箱下部的支撑板与中 部横梁上盖板之间是面接触的关系。横移油缸一端安装在中部横梁上，另一端安装在上 部轮箱支撑板上。上部轮箱在油缸的推动作用下可以实现横向移动。导梁在托轮轮缘的 作用下，以中支腿为中心，就可以实现一定范围的变曲线操作。 1 7 第二章导粱机滚轮支腿的设计计算 前1 与前2 支腿结构形式完全一致，之所以名称不同，只是为了在设备施工过程中 加以区别而已。所以，以下设计计算过程都以前1 支腿为设计中心开展。 2 4 3 导梁前1 支腿各部设计计算( 略) ( 1 ) 前1 支腿上部托轮轮箱计算 前1 支腿上部托轮轮箱结构如图2 2 7 。 图2 2 7 前1 支腿滚轮箱结构( 略) 前l 、前2 支腿形式完全相同，支腿上部托轮轮箱各有横向对称布置的4 个滚轮， 前1 、前2 支腿在最危险工况下的受力各为1 l o o k n 。平均每个滚轮承受的压力为2 7 5k n 。 滚轮通过销轴将导梁的压力传递给滚轮箱支撑板。 为了降低加工成本，增强支腿各个部件之间的互换性，前1 、前2 支腿上部滚轮以 及滚轮销轴的尺寸初取采用与中支腿完全相同的形式。所以销轴的直径取8 0 m m ，支撑板 厚度为5 0 m m ，下部销轴轴径为1 6 0 m m 。 轮箱形式采用与中支腿相同的形式，但是由于前1 支腿与中支腿在正常工作状态下 是在同一个墩顶进行支撑，考虑到布置空间，轮箱的细部尺寸还是有些许变化。滚轮箱 的设计形式如图2 2 8 。 图2 2 8 前1 、前2 支腿滚轮箱( 略) 轮箱材料为q 3 4 5 ，初选板厚b 为5 0 m m ，q 3 4 5 的许用应力为仃。= 2 9 5 m p a p 】_ 墨：1 9 6 7 m p a 1 ) f 】- 单：1 1 3 5 砒 v j 前1 支腿上部托轮轮箱计算如下： i 上部销轴对板的剪切校核 i i 中间销轴对板的剪切校核 i i i 上部销轴对板的挤压计算 i v 中部销轴对支撑板的挤压计算 v 支撑板对上部销轴的挤压校核 v i 支撑板对中部销轴的挤压校核 综上，滚轮箱支撑板两侧板厚为5 0 m m ，拓= 4 6 0 m m ，红= 4 3 5 m m 。 ( 2 ) 前1 、前2 支腿下部液压缸支撑箱强度计算 1 r 长安大学硕士学位论文 前l 、前2 支腿下部液压缸支撑箱形式如图2 2 9 所示。 图2 2 9 前1 支腿下端油缸支撑示意图( 略) 支撑箱的截面形式如图2 3 0 。 图2 3 0 支撑箱截面型式( 略) 支撑箱腹板剪切校核： 剪切应力：r = 三= 石9 面0 9 丽k n = 6 9 此砌日s 日日日日e 一日1 h 2( d u )日3 日日日日e 一日1 h 3( d u )日2 4 日日日e 一日1 h 4日1 8 日日日e 一日1 h 6( d u )日1 6 日日日e 日l 7( d u )日1 日日日日e 一日1 u j o t ( o b j )日2 1 6 3 1 s e t2 ( f e n sib l e ) yin g l i ( g o )日1 4 2 7 7 e + 日，日1 4 2 7 7 e + 8 9日1 哇2 7 7 e + 日9日1 4 2 7 7 e + 日9 h l( d u )日3 日日日日e 一日1日3 0 日日0 e 一日1日3 日日日日e 一日1日3 日日日日e 一日l h 2日1 日7 7 2 e 一日1日1 日7 7 2 e 一日1 日1 日7 7 2 e 一日1 日1 日7 7 2 e 一日1 h 5( d u )日1 日日日日e 一日1日1 日日日日e 一日1日1 日日日日e 一日1日1 日日日日e 一日1 h 6( d u )日1 3 6 7 日e 一日1日8 日日日0 e 一日2日8 日日日日e 一日2日8 日日日日e 一日2 h 7( d u )日，8 1 7 e 一日2日9 9 3 7 3 e 一日2日8 日日日日e 一日2日8 日0 b 日e 一日2 u j o t ( o b j ) 日1 1 2 9 8日1 1 1 生8日1 1 1 4 2日1 1 1 4 2 图4 5 运算结果 列表显示最优解，可知带“木 的s e t7 为最优可行解( f e a s i b l e ) 。 各优化设计变量的变化曲线如图4 6 到图4 1 4 所示。 图4 6 设计变量且变化曲线( 略) 图4 7 设计变量吼变化曲线( 略) 图4 8 设计变量儿变化曲线( 略) 图4 9 设计变量吼变化曲线( 略) 图4 1 0 设计变量且变化曲线( 略) 图4 1 1 设计变量玩变化曲线( 略) 图4 1 2 设计变量凰变化曲线( 略) 3 6 长安大学硕士学位论文 图4 1 3 目标函数v j - o t 变化曲线( 略) 图4 1 4 状态变量( 最大应力) 变化曲线( 略) 根据优化计算结果，结合实际板材厚度型号，查询机械设计手册，最终设计变 量的取值为： 日= 0 0 3 m ，4 2 = 0 0 1 5 m ，- 1 3 = 0 0 1 m ，- i , = 0 0 1 m ，只= 0 0 1 m ，风= 0 0 0 8 m ， 凰= 0 0 0 8 m ，vt o t = o 1 1 4 2 m 3 。按照2 4 3 中，前1 支腿上部拖轮轮箱计算结果， 上部销轴对支撑板的剪切校核，冠的取值为0 0 5 m m 。 由上可知，前1 支腿支撑段优化后的总体积为v t o t = o 11 4 2 m 3 4 = 0 4 5 6 8 m 3 ， 而原设计耗材总体积为v o l u m e = 4 x 0 1 9 8 0 5 4 m 3 = 0 7 9 2 2 1 6 m 3 ，优化前支撑段的总重量 为m = p v o l u m e = 7 8 5 0 k g m 3 x0 7 9 2 2 1 6 m 3 = 6 2 1 8 9 k g ，优化后支撑段的总重量为 m = p v o l u m e = 7 8 5 0 k g m 3 x0 4 5 6 8 m 3 = 3 5 8 5 9 k g ，优化后的体积比原体积减少了 0 4 2 3 ，优化后的总质量比原总质量减少了2 6 3 3 k g 。 4 3 前1 支腿优化后重计算 前1 支腿的外形尺寸不变，优化只是针对局部板厚进行改变。依靠a n s y s 强大的参 数化实体建模功能，因此并不需要重新建立有限元模型，只需要改变壳体单元s h e l l 6 3 的r e a