斗轮堆取料机俯仰钢结构的设计计算说明书

1 俯仰机构的概述

为保证斗轮和悬臂皮带机等机构在所需的位置上进行堆取料或取料作业，需要某种机构支撑斗轮和臂架的重量，并能改变斗轮的高度，从而操纵上部金属结构等变幅构件进行俯仰变幅，这种机构称为俯仰机构。

斗臂架的俯仰是指臂架在垂直平面内的角度变化。俯仰角是指悬臂纵向中心线与过悬臂后铰轴中心线水平面的夹角。即臂架上仰至最高位置(称正角度)或下俯至最低位置时与水平线之间的夹角(称负角度)。当悬臂梁处在水平位置时为零度。

悬臂式斗轮堆取料机的俯仰结构通常有两种方式，整体俯仰结构和非整体俯仰结构。整体俯仰结构是当俯仰机构在运动时，设备的塔架、悬臂、配重体绕同一铰轴转动同样的角度。非整体俯仰结构是一个多连杆系统，在俯仰过程中塔架不随俯仰角度发生变化，悬臂的俯仰角度变化和配重的角度变化不同，其运动由连杆连接来完成。

同时，俯仰钢结构按平衡方式可分为固定平衡式、活动平衡式和整体平衡式等。固定平衡式是指配重及门柱固定不动，采用钢丝绳卷扬变幅，配重仅用于整机的防倾覆平衡，不参与变幅平衡，不降低变幅的驱动力。这种平衡方式对变幅驱动要求非常高，在早期应用较多，目前已经基本淘汰。活动平衡式结构中立柱固定不动，悬臂梁自重和工作载荷由立柱对侧的活动配重通过拉杆系统来平衡，实现整机的稳定和降低悬臂梁变幅时的驱动力，悬臂架、配重、拉杆系统和工作载荷最终由固定式门柱支承，一般采用钢丝绳卷扬驱动，钢丝绳、滑轮及活动铰点多，且多位于设备的高处，维护保养困难，目前已经较少应用。整体平衡式结构中悬臂架、配重、立柱、拉杆等连成一个整体，变幅时相对回转平台主铰点作俯仰摆动，一般采用液压驱动。这种结构运动简单，除俯仰主铰点外均是固定铰点，不需加油维护。其中L 梁式结构在中小出力和中等悬臂长度的斗轮机中得到了较为普遍的应用。平行四边形结构自重大，结构重心位移小，在大出力、长悬臂的斗轮机中得到较多应用。

图1 俯仰装置

斗轮机堆取料机上部金属结构又可分为斗轮结构、悬臂架、立柱、后壁架、平衡梁及拉杆。上部金属结构与回转平台之间通过后臂架上的铰座及油缸支撑联系。通过油缸的伸缩，使上部金属结构绕后壁架上的铰点转动，从而实现斗轮机上仰、下俯变幅动作。图1是俯仰装置外形图，本机采用油缸与液压系统，驱动上部变幅构件进行整体俯仰。共有两个液压油缸，在油缸的作用下，工作装置绕着与支座的铰接点作俯仰运动，从而实现俯仰过程。

斗臂架俯仰速度，在斗轮中心点处通常为5m/min。斗臂架的质量很大，惯性也很大，所以俯仰运动的速度不能一下达到一个常速度，它有一个加速的过程，当制动的时候，也是有一个减速的过程的，所以在下一章的仿真过程中，在启动和制动的过程中，配重重心的加速度、速度的变化情况是一项重要的内容，如果速度过大，可能引起倾翻。

2 俯仰机构的有限元静力学分析

斗轮堆取料机的俯仰机构处于整台机器的关键部位，起着支撑整台机器工作装置的作用，俯仰机构的安全性与可靠性对整台斗轮堆取料机的安全运行起着重要的作用。

将三维造型软件Solidworks和有限元分析软件Ansys相结合，以悬臂式斗轮堆取料机工作装置为研究对象，建立了悬臂式斗轮堆取料机俯仰变幅机构、斗轮机构的虚拟样机模型，通过装配进行干涉检查，检查装配体各零件之间的相对

位置关系，看是否存在在特定的装配结构形式下的干涉，结果发现没有装配干涉的存在。并对装备承载负荷较大、运动交变频繁的关键部件悬臂梁、仰俯机构关键工况进行有限元分析，就其静态应力分布、运行受力分析、承载变形量等进行深入研究和分析，就其强度变形、应力集中、疲劳破坏等情况进行有限元仿真分析，得出俯仰变幅机构受力及位移图，从而为设计性能和可靠性更高的部件，设计新型结构以及更合理的参数值，使部件设计中的缺陷得到明显的改进奠定理论基础，满足了装备在不同作业环境下的性能、强度、寿命和安全的高要求。

正因为电子计算机的运算速度不断加快，有限单元法才有了长足的发展，利用有限元软件进行数值分析的一般步骤如图2所示，由图可知，有限元分析分为3个步骤：有限元前处理→有限元分析计算→有限元后处理。前、后处理则进一步给人们应用有限元分析计算提供了方便。它们采用图形界面的人机交互方式，前处理为分析计算准备输入数据，它将整体结构或其一部分简化为理想的数学模型;后处理则对计算结果进行分析整理和归纳。我们只要把一个工程问题抽象为一种单元模型，在有限元软件中建模，通过前处理模块确定材料性质、几何形状，再进行结构离散，然后施加边界条件和负载条件，之后求解的工作就留给软件本身，最后通过后处理模块取得结果，如果对结果不满意，可以返回前处理模块对模型

进行修改，直到对结果满意为止。

图2 有限元分析步骤

常用的有限元分析软件有：MSC NASTRAN，ANSYS，ALGOR等。本文使用的是ANSYS，它是集结构、流体、电磁场、声场和祸合场分析于一体的大型通用有限元分析软件，已广泛应用于机械、电子、航空航天、汽车、船舶等各个领域，

是现代设计中必不可少的工具。由世界上著名的有限元分析软件公司ANSYS开发，它能与多数的CAD软件结合使用，如pro/E飞ineer、NAsTRAN、Alogor、I 一DEAs、Aut0CAD等，是现代产品设计中的高级CAD工具之一。

ANSYS作为一个功能强大、应用广泛的有限元分析软件，主要包括三个部分:前处理模块、分析计算模块和后处理模块。

ANSYS的结构力学分析包括结构静力学分析、结构动力学分析和结构非线性分析等。

1、结构静力学分析：用来求解外载荷引起的位移和应力。静态分析适合求解惯性和阻尼对结构影响并不显著的问题。ANSYS程序中的静力分析不仅可以进行线性分析，而且可以进行非线性分析，如塑性、蠕变、大应变、大变形及接触分析。

2、结构动力学分析：结构动力学用来求解结构的固有振型以及随时间变化的载荷对结构或部件的影响。与静力分析不同，动力学分析要考虑随时间变化的载荷以及它对阻尼和惯性的影响。ANSYS可进行的结构动力学分析类型包括:模态分析、瞬态动力学分析、谐波响应分析及随机振动响应分析。

3、结构非线性分析：结构非线性导致结构或部件的响应随外载荷不成比例变化。ANSYS程序可求解静态和瞬间非线性问题，包括材料非线性、几何非线性和单元非线性材料3种。

有了ANSYS软件的帮助，只要在ANSYS中建立起模型，施加适当的边界条件和载荷，软件就会自动计算出结果。本文基于ANSYS强大的分析功能，对斗轮堆取料机的设计和特性进行优化。得到比较理想的效果，同时缩短了设计周期和降低了设计费用，获得了比较好的效果。

确定单元的类型对于有限元分析至关重要,它不仅影响模型网格的划分,而且对求解的精度也影响很大。综合考虑机架结构的复杂程度,精度要求,体为拉杆仅受拉力，可简化为杆单元；平衡梁由规则的型钢（工字型、L型）构成，可简化为梁单元；悬臂架和后壁架的头部截面变化复杂，为了准确了解应力情况，可采用板单元。壳单元、梁单元、杆单元接头处往往易出现应力集中，这是由模型简化引起的，并不反映真实情况，为了避免这种情况，可以采用壳单元和梁单元结合的方式，尤其要在板单元和梁单元连接处增加虚拟梁单元，以钢化局部模型。

（3）施加约束

施加约束对于有限元分析也很重要。边界约束条件的准确度直接影响有限元分析的结果。设置约束边界条件一般遵循2个原则:施加足够多的约束,保证模型不会产生刚性位移;力求简单直观便于计算分析。文中对机架的所有自由度进行约束。

（4）施加载荷

对悬臂式斗轮堆取料机俯仰机构在最恶劣的工作状况下进行分析,即悬臂式斗轮堆取料机在取料工况的水平位置处时，悬臂的受力与变形情况。

根据计算结果，在斗轮与斗臂架的连接处斗轮对臂架的作用力为：X方向，171660N；Y方向，40653N；Z方向， 360000N(其中包括挖掘阻力和斗轮的重力)。（5）求解及后处理

Ansys本身有两种两种后处理器，文中采用通用后处理器进行后处理。

2.2计算结果及分析

求解完成后, 应用后处理器可直观地看出应力、变形等结果在模型上的分布情况。这样可以快速地确定所需的结果最大值位置,以便快速地确定所要着重分析的区域,然后通过列表功能获得指定节点,或者是所有的节点的具体的应力、应变、位移等结果值。利用这些数值分析校核其强度。

（1）应力分布云图

图3 应力分布云图

图9 斗轮以最大能力堆料（下俯12度）图10 斗轮以最大能力堆料（上仰8 度）

图11 斗轮以最大能力堆料（水平）图12 斗轮以最大挖掘力取料（下俯12 度）

图13 斗轮以最大挖掘力取料（上仰8 度）图14 斗轮以最大挖掘力取料（水平）计算结果表明:位移最大的地方是平衡架的尾部，31.077mm，最大应力发生在支座附近，大小为212.58MPa，小于Q345号钢的屈服极限，由于最大应力均出现在连接处,是由于构造有限元模型时,局部和实际不符引起的,所以取该点处的平均应力。最终仿真结果表明均未超出最大安全应力，满足强度要求，因此结构是安全的。

3.轴的校核

进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力。对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴（传动轴），

应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。

由机械理论计算得，悬臂式堆取料机俯仰装置总重已知，具体计算数据见。

表1 部件重量参数表

1.前拉杆

2.中拉杆

3.后拉杆

4.平衡架及配重

5.轴Ⅱ

6.俯仰臂

7.轴Ⅰ

8.轴Ⅲ

图15 俯仰结构简图

俯仰机构中各轴的材料均为42GrMo

42GrMo的力学性能如下：

抗拉强度σB≥1080Mpa

屈服强度σS≥930Mpa

伸长率δ≥12%

断面收缩率ψ≥45%

许用切应力τ≈0.8σB=864MPa

许用弯曲应力为σ=750MPa

轴Ⅰ为臂架与立柱塔架的连接处，对于轴Ⅰ进行受力分析如下图所示，它受到的载荷，轴的直径为d=160mm ，，则轴Ⅰ中点处

所受最大弯矩为，抗弯截面系数

，

可知弯曲应力。

图16 轴Ⅰ的受力分析

已选定轴的材料为42CrMo，调质处理，查得许用弯曲应力为750MPa

，因此

，故安全。剪切应力的校核：

F

s

由上图可知剪切力 ：F s =F 1/2=958250N

则剪切面上的剪切力应满足强度条件：

τ=4/2/2d F s π=6104/160160π958250×××

=47.66Mpa ＜【τ】 故销轴符合强度要求。

轴Ⅱ为塔架上部与塔架下部的连接处，对轴Ⅱ进行受力分析如下图所示，它受到的载荷，轴的直径，，则轴Ⅱ中点处所受最大弯矩，抗弯截面系数

，可知弯曲应力。

图17轴Ⅱ的受力分析

已选定轴的材料为42CrMo ，调质处理，查得许用弯曲应力为750MPa

，因此

，故安全。

剪切应力的校核：

由上图可知剪切力 ：F s =F 2/2=155000N

F

s

则剪切面上的剪切力应满足强度条件：

τ=4/2/2d F s π=6104/160160π2/310000×××

=7.7Mpa ＜【τ】 故销轴符合强度要求。

轴Ⅲ为平衡架与塔架上部的连接处，对轴Ⅲ进行受力分析如下图所示，它受到的载荷，轴的直径，，则轴Ⅲ中点处所受最大弯矩，抗弯截面系数

，可知弯曲应力。

图18轴Ⅲ的受力分析

已选定轴的材料为42CrMo ，调质处理，查得许用弯曲应力为750MPa

，因此

，故安全。

由上图可知剪切力 ：F s =F 1/2=525000N

则剪切面上的剪切力应满足强度条件：

F

s

τ=4/2/2d F s π=6104/180180π2/1050000×××

=20.63Mpa ＜【τ】 故销轴符合强度要求。