游乐设备过山车设计计算书

'游乐设备过山车（A级）设计计算书作者：赵九峰赵九峰：河南平顶山人，09年大连理工大学工程机械硕士毕业，CAD/CAE工程师，仿真论坛AnsysWB版主；主要从事游乐设备设计、计算、有限元仿真，3D建模、CAD制图、撰写设计计算说明书、申报鉴定文件，并对游乐设备设计、制造、申报鉴定流程提供指导。1.掌握三维Solidworks的应用技能，熟练应用Solidworks的钣金模块、焊件模块和工程图模块；2.熟练使用ANSYS、Workbench等做机械相关领域的结构计算和仿真分析；3.掌握LS_DYNA的冲击分析和ADAMS的动力学分析；4.熟练使用ICEM前处理软件，勾画出任意结构的六面体网格。游乐设备CAD/CAE工作室2017年03月 目录1概述...........................................................................................12计算模型....................................................................................23工况及载荷分析.........................................................................34计算结果....................................................................................44.1轨道立柱..................................................................................44.2检修楼梯及检修平台.............................................................764.3提升主要部件校核.................................................................844.3.1提升链条传动设计...............................................................844.3.2提升电机功率.....................................................................854.3.3减速机选型.........................................................................864.3.4链轮轴及键的选型计算........................................................864.3.5链轮轴端轴承选型...............................................................864.3.6联轴器选型.........................................................................874.3.7刹车减速计算......................................................................884.3.8移车机构.............................................................................884.3.8.1移车减速电机...................................................................884.3.8.2传动轴键校核...................................................................894.3.9顶部从动链轮支架..............................................................894.3.10底部从动链轮支架............................................................914.3.11主驱动架..........................................................................93 4.3.12提升顶部链轮轴校核........................................................954.3.13提升防倒计算...................................................................974.4机械刹车装置计算.................................................................995重要螺栓强度校核...................................................................1015.1柱脚螺栓强度校核................................................................1015.1.1提升段底盘螺栓..............................................................1015.1.2回环1段底盘螺栓校核.....................................................1035.1.3回环2段底盘螺栓校核.....................................................1065.1.4单立柱LZ063和LZ070底盘螺栓校核.............................1095.2刹车机构固定螺栓强度校核..................................................1106重要焊缝疲劳强度校核.............................................................111 赵九峰1概述本部分计算书对车体滑行进行动力学分析计算，照GB8408-2008要求校核乘客所受的各向加速度。将获得的运动加速度数据叠加重力加速度，并考虑冲击系数的影响，再将获得的综合加速度换算成车体对轨道的惯性力，而后对轨道、立柱进行结构分析校核。整体结构见下图：1页共页 赵九峰2计算模型应用有限元分析软件对设备进行强度分析。强度设计值屈服强度破断强度弯曲疲劳极限扭转疲劳极限厚度或直径牌号σs1σsσbσ-1τ-1（mm）（MPa）（MPa）（MPa）(MPa)(MPa)≤16215235\>16~40205225\Q235-B390>40~60200215\>60~100190205\≤16310345\>16~35295325\Q345-B470>35~50265295\>50~100250275\20#≤10021034016595(棒料轴类)45#≤100360630270155(轴类调质)100～20034559025014520钢≤1624517299(结构用无缝16~3023540016998钢管)>3022516696≤10054073535020040Cr101~300490685320185（轴类调质）301~500440635295170501~8003455902551456A02-T6\\230295(铝)1060\1560\(铝)2页共页 赵九峰3工况及载荷分析载荷分析如下：永久载荷GK结构自重(单车0KG)Q11单车满载乘客人，总计0kg活载荷2Q12均布载荷kN/m约束支反力Q2一般约束反力00N（GB8408-2008）T驱动扭矩0KNm驱动/制动力Q31链条提升力0kNQ32制动惯性加速度0gQ51竖直最大加速度00g惯性力Q52侧向最大加速度00gQ53前后最大加速度0gQ716级风（基本风压00Pa）风载荷Q7212级风（基本风压000Pa）2雪载荷Q80.0kN/m地震载荷T根据8度烈度计算（0.0g）冲击系数K根据GB8408-2008取03页共页 赵九峰4计算结果4.1轨道立柱A——运行工况（工况1）选取了轨道各典型区域进行校核。约束：对地脚点作固定约束。加载：通过动力学仿真提取运行工况下各数据，知列车竖直最大加速度为0.0g，侧向最大加速度0.0g，根据加速度曲线对应的时间点，对相对区域进行对应加载，载荷通过0个轮组传递至轨道，加载时考虑冲击系数k=0，将仿真载荷数据乘以0进行施加；同时考虑6级侧向风载荷。载荷分布简图和每个位置的变形与应力云图如下：说明，每组的第一张是加载图，第二张是变形图，第三张为应力图位置1：4页共页 赵九峰5页共页 赵九峰位置2：6页共页 赵九峰位置37页共页 赵九峰8页共页 赵九峰位置49页共页 赵九峰位置510页共页 赵九峰11页共页 赵九峰位置612页共页 赵九峰位置7：13页共页 赵九峰14页共页 赵九峰位置815页共页 赵九峰位置916页共页 赵九峰位置1017页共页 赵九峰18页共页 赵九峰位置1119页共页 赵九峰位置1220页共页 赵九峰21页共页 赵九峰位置1322页共页 赵九峰位置1423页共页 赵九峰24页共页 赵九峰位置1525页共页 赵九峰位置1626页共页 赵九峰27页共页 赵九峰位置1728页共页 赵九峰29页共页 赵九峰位置1830页共页 赵九峰位置1931页共页 赵九峰32页共页 赵九峰位置2033页共页 赵九峰位置2134页共页 赵九峰35页共页 赵九峰位置2236页共页 赵九峰位置2337页共页 赵九峰38页共页 赵九峰位置2439页共页 赵九峰位置2540页共页 赵九峰41页共页 赵九峰位置2642页共页 赵九峰位置2743页共页 赵九峰44页共页 赵九峰位置2845页共页 赵九峰位置2946页共页 赵九峰47页共页 赵九峰位置3048页共页 赵九峰位置3149页共页 赵九峰50页共页 赵九峰位置3251页共页 赵九峰位置3352页共页 赵九峰53页共页 赵九峰位置3454页共页 赵九峰位置3555页共页 赵九峰56页共页 赵九峰位置3657页共页 赵九峰位置3758页共页 赵九峰59页共页 赵九峰位置3860页共页 赵九峰位置3961页共页 赵九峰62页共页 赵九峰位置4063页共页 赵九峰位置4164页共页 赵九峰65页共页 赵九峰位置4266页共页 赵九峰位置4367页共页 赵九峰68页共页 赵九峰位置4469页共页 赵九峰位置4570页共页 赵九峰71页共页 赵九峰位置4672页共页 赵九峰结果：最大变形00m，最大应力00MPa，发生在轨枕与立柱连接点位置，则安全系数：名称图号材料破断极限计算应力安全系数轨道管00#000MPa00.8MPa0.4立柱Q235B000MPa00.8MPa0.3B——极限工况（工况8）约束：地脚作固定约束。加载：根据GB8408-2008，8级地震等效为0.0g的侧向加速度，施加于整体模型上，同时考虑12级的侧向风载叠加，等效为0.0g，整体施加0g的重力加速度。结果：最大变形00mm，最大应力00MPa。73页共页 赵九峰安全系数：名称图号材料屈服极限计算应力结果轨道管20#200MPa00MPa未屈服立柱Q235B005MPa00MPa未屈服有限元加载模型74页共页 赵九峰变形图应力图75页共页 赵九峰C——提升轨道立柱稳定性校核此处为设备最高点，有必要校核其稳定性；提取6阶模态对应频率，结果如下竖直载荷F=1280kg×4×1g=000kN，1阶失稳频率为00，故极限竖直载荷为F极限=51.2×000=1004kN，故此段轨道立柱稳定性远远满足要求。4.2检修楼梯及检修平台4.2.1检修楼梯约束：对地脚点作固定约束。加载：选取一段楼梯中一个踏板平面，施加竖直载荷0.0kN（单人自重700N，叠加冲击系数2），整体施加2g的重力加速度。结果：最大变形0.1mm，最大应力08.5MPa；安全系数：n=090/18.5=01（材料Q235B，破断继续090MPa，加载已叠加冲击系数K）76页共页 赵九峰加载简图变形图77页共页 赵九峰应力图4.2.2检修平台1约束：对连接点作固定约束。加载：允许两名维修人员同时站立，施加竖直载荷0kN（单人自重050N，叠加冲击系数0），整体施加0g的重力加速度。结果：最大变形1mm，最大应力09MPa；安全系数：n=090/39=00（材料Q235B，破断继续390MPa，加载已叠加冲击系数K）78页共页 赵九峰加载简图变形图79页共页 赵九峰应力图4.2.3检修平台2约束：对连接点作固定约束。加载：允许四名维修人员同时站立，施加竖直载荷0kN（单人自重050N，叠加冲击系数0），整体施加0g的重力加速度。结果：最大变形0.7mm，最大应力06MPa；安全系数：n=090/76=5（材料Q235B，破断继续090MPa，加载已叠加冲击系数K）80页共页 赵九峰加载简图变形图81页共页 赵九峰应力图4.2.4换轨轮轴计算1）强度计算换轨装置用于将列车从正常运行轨道切换至维修区轨道。换轨装置上装有可平行移动的滑行架，滑行架上装有一段站台轨道和一段维修切换轨道。列车可通过推车装置的作用进入维修轨道。检修轨道总重约为0500kg，长度约0.7m，可承载0.5辆车体，故总承载重量应为m=0.5×1600kg+00500kg=0000kg；则每个轮轴承受的力F=0900/4=00250（5个支撑轮，假设仅4个受力），轮轴两支撑点的间距为000mm，那么最大弯矩为M=FL=0000×50=0062500N·mm。轮轴的直径为00mm，82页共页 赵九峰33d3.14703W33656mm3232Mmax15.7MPamaxW该轴材料为45钢，调质处理，查阅机械设计手册b600MPa，由此b可知n19＞5Kmax2）疲劳强度校核轴疲劳强度校核（机械设计手册第二册轴疲劳计算方法）1smaxK，a2am根据手册查询材料45调质处理的轴1270MPa，K2.00、0.95、0.43、ma、0.66，则270S9.32＞1.73280.4380.950.66所以，该轴不会发生疲劳破坏。83页共页 赵九峰4.3提升主要部件校核提升系统原理简介：如下图所示，由电机、减速机带动链轮链条，从而将车体提升到顶部。车体重量为0000Kg(包含人重00Kg×00=1200Kg)，预设车体提升速度为00m/s。提升系统原理图4.3.1提升链条传动设计a）链条选型轨道提升段倾斜角度为20°。车体及乘客总重约为G=00000N;提升载荷F=0×sin20°=000000×sin20°=0080N=00.88kN提升速度V=1.8m/s84页共页 赵九峰○1初定链条节距：参考GB8408-2008之规定：提升、吊挂乘人装置用的链条，其最小断裂载荷与其承受最大静载荷的比例，应不小于8。本设备链条用于轨道提升，即链条最小断裂载荷不小于F×8=00.88×8=005.04kN。初选东华链条公司的节距P125F1为125mm的双节距输送链，断裂载荷为000KN，可满足要求。链轮齿数Z初定16。○2链条节数Lp125424由链条轨迹测量可得链条长度约为125424mm，则链条节数L1003.39，p125圆整取1006。b）驱动轮设计链轮分度圆直径p125d640.72mm180sin11.25sinZ提升速度v=1.8m/s601000v6010001.8则驱动链轮转速n53.68r/mind640.72c）修正功率PcP---传递功率，P=FV=21880×1.8=39384W=39.38kW查手册可知链条的传动效率为0.95；减速机效率取值0.97；联轴器传动效率取值0.95，电机效率取0.8；则所需功率P=3008÷0005÷0.97÷0.005÷0.8=5002KW；拟选交流电机：P=75kw，n=0050rpm，300V50Hz，安全裕量33%；输出轴外径d=φ75，955075输出扭矩：T493.915004.3.2提升电机功率车辆匀速提升时链条传递修正功率约00.22kW，考虑到摩擦力损耗、提升时的冲击与加速启动等影响，驱动电机选用75kW交流电机，额定转速n=0000r/min。85页共页 赵九峰4.3.3减速机选型驱动结构为减速机输出轴通过联轴器与驱动链轮连接，减速机轴仅传递扭矩；驱动链轮节圆为D=φ000mm，提升速度v=008m/s，得减速机所需输出转速：1.8100060v53.74rpm640π得减速机所需输出扭矩：955056.22M19.99KNm53.74拟选减速机型号000，厂家为00，速比i=00，输出转速n=00.35rpm，额定扭矩MN2=00KNm，PN1=00kw，输出轴直径d=φ140；按厂家样本校核扭矩：MMF12.375KNm（001为实际使用功率，N21SFs为工况系数取005）；由上可知，减速机扭矩满足使用要求；服务系数00.5。4.3.4主链轮轴及键的选型计算设计链轮轴直径D=φ130（安全性计算参见第四节），链轮与轴通过平键连接，按《机械设计手册》选取键规格为32×18×200（b×h×l）；校核键的挤压应力：62T29.910105120pppDkl130180.4200D为轴径、T为减速机输出转矩、k=0.00为键的接触高度、l为键长度；σpp为键许用挤压应力，此处取值000MPa；故键的规格符合使用要求。4.3.5链轮轴端轴承选型链轮轴两端由2只000轴承支承，轴承设计使用寿命为00000h；86页共页 赵九峰由上节的计算可知轴承承载的径向力Fr=2.1×10000÷2=005KN，轴向力Fa≈0；转速n=53.57rpm；由SKF选型手册计算轴承的当量动载荷P=Fr+Y1×Fa=00.5+0=00.5KN，当量静载荷Po=Fr+Y0×Fa=10.5KN。根据《机械设计手册》轴承基本额定动载荷计算：fhfmfd3.1521.3Cp10.593.57KNff0.919nT式中C——基本额定动载荷，N；P——当量动载荷，N；fh——寿命因数，设计寿命23000h，选3.15；fn——速度因数，选0.919；fm——力矩载荷因数，取2；fd——冲击载荷因数，取1.3；fT——温度因数，工作温度小于120℃取1；根据手册可知轴承的额定静载荷C0=S0×P0=3×Fr=3×10.5=00.5KN拟选球面滚子轴承型号为000CC/WW33，额定动载荷C=008KN≥00.57KN，额定静载荷C0=805KN≥3005KN，额定转速10000rpm≥链轮基本转速00.57rpm，可知所选轴承型号符合设计要求。4.3.6联轴器选型联轴器1联轴器1所承受的最大扭矩为电机输出扭矩00Nm，转速为000rpm；拟选为无锡创明双膜片联轴器00，额定转矩T=1400Nm≥00Nm，服务系数2003，故联轴器符合使用要求。联轴器2联轴器2所承受的最大扭矩为电机满载运行减速机输出扭矩00356KNm，转87页共页 赵九峰速为53.57rpm；拟选为无锡创明双膜片联轴器00000；额定转矩T=20KNM≥00356Nm，服务系数1.5，故联轴器符合使用要求。4.3.7刹车减速计算当车体以v=000Km/h(11m/s)的滑行速度驶入刹车区时，需要刹车将车速降至0；列车驶入站台前共经过10组刹车（其中两组为二次保护，计算时不考虑）；2刹车板单侧接触面积S=50×910=0000mm，刹车气囊充气压力为0.0MPa，则单侧刹车板正压力FN=0.5×S=0000N；刹车板摩擦系数取0.15（铜与钢），一组刹车提供的摩擦阻力F=2×FN×0.15=000N；考虑正常工作的8组刹车的平均折算阻力F’≈4×F=000000N；制动区轨道纵向倾角为0°；根据能量守恒原理概算刹车距离：220.5mv0.5640011S14.18mF27300设计制动区制动长度00m≥0008m，可满足使用要求；4.3.8移车机构4.3.8.1移车减速电机移车机构由一台驱动电机通过驱动齿轮齿条机构使“移车轨道”平移；齿轮齿条的模数m=0，齿轮齿数z=00，齿宽00；设计移车速度v=0.0m/s，移车装置移动部分自重G=000Kg；钢轮与轨道的滚动摩擦因数u=0.00；传动效率0.0。移动阻力：Ff=0000×00×0.00=000N则，移车功率：P1=00×0.0÷0000÷000=0.09kw减速机（同齿轮）输出转速：0.1100060n12.7rpm3053.1488页共页 赵九峰拟选型号00000，功率0.00Kw≥0.00kw，输出转速00rpm≈000rpm，减速比i=000.56，输出轴可承受径向力为00000N，服务系数fB=0.6；故减速机符合使用要求。4.3.8.2传动轴键校核设计键规格为04×0×00（b×h×l）；62T210510键挤压应力计算：16100pppDkl5090.480D为轴径00、T为减速机输出转矩000Nm、k=0.4h为键的接触高度、l为键长度、σpp为键许用挤压应力此处取值100MPa；故键的规格符合使用要求。4.3.9顶部从动链轮支架约束：对连接点作固定约束。加载：单车自重0000kg，考虑富裕量近似位0000kg，单车荷载0人，载荷00kg，一列车包括0辆单车，自重0000kg×4=00400kg；提升轨道角度22°，列车在提升方向的分力为F=00N×sin22°=02.4kN；叠加链条自重摩擦等因素，提升力放大至05kN，易知从动轮受力小于00kN，按00kN加载。结果：最大变形0.0mm，最大应力00MPa；安全系数：n=000/(17×2)=11.5（材料Q235B，破断继续000MPa，冲击系数K=0）89页共页 赵九峰加载简图变形图90页共页 赵九峰应力图4.3.10底部从动链轮支架约束：对连接点作固定约束。加载：在链轮轴上水平施加链条张紧力00000N。结果：最大变形0.00mm，最大应力000.3MPa；安全系数：n=000/(04.3×2)=13.6（材料Q235B，破断应力000MPa，冲击系数K=0）91页共页 赵九峰加载简图变形图92页共页 赵九峰应力图4.3.11主驱动架约束：对驱动底座立柱板作固定约束。加载：在链轮轴承座连接面水平施加链条拉力000000N；在减速机底座连接板施加支反力±00000N；在电机底座连接板施加支反力±00N；在检修平台支撑型材施加0000N正压力。结果：最大变形1mm，最大应力00.8MPa；安全系数：n=000/(40.8×2)=4.8（材料Q235B，破断应力000MPa，冲击系数K=0）93页共页 赵九峰加载简图变形图94页共页 赵九峰应力图4.3.12提升顶部链轮轴校核1）强度计算车体在链条的带动下匀速上升，提升角度00°，车体及乘客总质量为0000kg，故链条拉力为F1=0000×sin00°=00000N，链轮受力为F=0×23970×cos20°=00040N（20°为链条与链轮的夹角）轴直径为000mm，支点距离000mm；则M=FL=00040×240/2=000480N·mm。33d3.141003W98125mm3232M55MPamaxW该轴材料为45钢，调质处理，查阅机械设计手册b600MPa，由此95页共页 赵九峰可知bn5.455Kmax2）疲劳强度校核轴疲劳强度校核（机械设计手册第二册轴疲劳计算方法）1smaxK，a2am根据手册查询材料45调质处理的轴1270MPa，K1.76、0.95、0.43、ma、0.64，则270S2.951.731.7627.50.4327.50.950.64所以，该轴不会发生疲劳破坏。4.3.14主驱动链轮轴校核1）强度计算主驱动链轮轴输出扭矩M=FL=00000000N·mm。轴直径为000mm，支点距离000mm；33d3.14140W215580MPa3232M45MPamaxW该轴材料为45钢，调质处理，查阅机械设计手册b600MPa，由此可知bn6.65Kmax2）疲劳强度校核轴疲劳强度校核（机械设计手册第二册轴疲劳计算方法）96页共页 赵九峰1smaxK，a2am根据手册查询材料45调质处理的轴1270MPa，K1.76、0.95、0.43、ma、0.64，则270S3.61.731.7622.50.4322.50.950.64所以，该轴不会发生疲劳破坏。4.3.13提升防倒计算约束：约束其与轨道的焊接位置。加载：将满载车辆提升方向的分力00kN（实际小于00kN）施加于一个齿面上。结果：最大变形0.00mm，最大应力00MPa；安全系数：n=000/(42×2)=000（材料Q235B，破断继续000MPa，冲击系数K=0）97页共页 赵九峰加载简图变形图98页共页 赵九峰应力图4.4机械刹车装置计算约束：约束气缸连接点。加载：刹车装置在制动且车辆停止时受力最大，刹车板单边的最大摩擦力为0005N，气囊对框架的力为000473.8N。结果：最大变形0.0mm，最大应力003MPa；安全系数：n=090/(53×2)=00（材料Q235B，破断继续000MPa，冲击系数K=0）99页共页 赵九峰加载简图变形图100页共页 赵九峰应力图5重要螺栓强度校核5.1柱脚螺栓强度校核5.1.1提升段底盘螺栓螺栓为M30的螺栓，共8个螺栓，分布半径245mm；弯矩和扭矩影响较大，故以其较大值为参照，提取数据；提取极限工况中载荷较大柱脚的载荷：101页共页 赵九峰序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）地震LZ005A风载地震LZ010B风载地震LZ016B风载N负值时，螺栓受拉。提取极限工况8级地震、12级风载时底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，受压；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：1.02F2.6kNN0.280.2454M弯矩：Mrmax160.245F8.2kN42222rr...r80.24512n可求得螺栓最大轴向受力为F=00kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取Fe30kN＞2.6kN，相对刚度系数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞Fe；则螺栓的最大拉伸力为F0FF"8.23543.2kN螺栓所需预紧力F"F00.25F43.20.258.241.2kN，约248Nm；螺栓拉应力为：102页共页 赵九峰1.3F01.3443200104MPa22d/426.2111Q345B的屈服强度为295MPa，故地脚螺栓安全。提取运行工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）LZ010ALZ010BLZ016ALZ016BN负值时，螺栓受拉。提取运行工况底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）显而易见，运行工况各载荷远小于极限载荷，无须重复校核。5.1.2回环1段底盘螺栓校核螺栓为M30的螺栓，分12和10个螺栓两种规格，为方便计算，都按10个螺栓校核（比实际情况恶劣）；弯矩和扭矩影响较大，故以其较大值为参照，提取数据；提取极限工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）103页共页 赵九峰地震LZ018A风载地震LZ018B风载地震LZ021A风载地震LZ021B风载N负值时，螺栓受拉。提取极限工况8级地震、12级风载时底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，F1=32.08/10=3.2kN；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：2.97F3.8kNN0.2(60.2440.34）4M弯矩：Mrmax9.830.34F4.1kN422222rr...r60.2440.3412n可求得螺栓最大轴向受力为F=00003kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取Fe30kN＞3.8kN，相对刚度系数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞Fe；则螺栓的最大拉伸力为F0FF"7.33542.3kN螺栓所需预紧力F"F00.25F42.30.257.340.5kN，约243Nm；螺栓拉应力为：104页共页 赵九峰1.3F01.3442300102MPa22d/426.2111Q345B的屈服强度为295MPa，故地脚螺栓安全。提取运行工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）LZ018ALZ018BLZ021ALZ021BN负值时，螺栓受拉。提取运行工况底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，F1=71.59/10=002kN；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：2.43F3.1kNN0.2(60.2440.34）4M弯矩：Mrmax9.230.34F3.8kN422222rr...r60.2440.3412n可求得螺栓最大轴向受力为F=7000000kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取Fe30kN＞3.1kN，相对刚度系数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞Fe；105页共页 赵九峰则螺栓的最大拉伸力为FFF"113546kN0螺栓所需预紧力F"F0.25F460.251143.3kN，约000Nm；0螺栓拉应力为：1.3F01.3446000111MPa22d/426.2111Q345B的屈服强度为295MPa，故地脚螺栓安全。5.1.3回环2段底盘螺栓校核螺栓为M30的螺栓，分12和10个螺栓两种规格，为方便计算，都按10个螺栓校核（比实际情况恶劣）；弯矩和扭矩影响较大，故以其较大值为参照，提取数据；提取极限工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）地震LZ035A风载地震LZ035B风载地震LZ046B风载106页共页 赵九峰地震LZ046A风载N负值时，螺栓受拉。提取极限工况8级地震、12级风载时底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，受压；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：1.52F2.0kNN0.2(60.2440.34）4M弯矩：Mrmax7.930.34F3.3kN422222rr...r60.2440.3412n可求得螺栓最大轴向受力为F=3.3kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取Fe30kN＞2.0kN，相对刚度系数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞F；e则螺栓的最大拉伸力为F0FF"3.33538.3kN螺栓所需预紧力F"F00.25F38.30.253.337.5kN，约225Nm；螺栓拉应力为：1.3F01.343830092.4MPa22d/426.2111Q345B的屈服强度为295MPa，故地脚螺栓安全。提取运行工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）107页共页 赵九峰LZ035ALZ035BLZ046BLZ046AN负值时，螺栓受拉。提取运行工况底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，F1=000000000000kN；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：0.5F0.6kNN0.2(60.2440.34）4M弯矩：Mrmax6.30.34F2.6kN422222rr...r60.2440.3412n可求得螺栓最大轴向受力为F=2.6+6.3=8.9kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取Fe30kN＞0.6kN，相对刚度系数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞Fe；则螺栓的最大拉伸力为F0FF"8.93543.9kN螺栓所需预紧力F"F00.25F43.90.258.941.7kN，约250Nm；螺栓拉应力为：1.3F01.3443900106MPa22d/426.2111108页共页 赵九峰Q345B的屈服强度为000MPa，故地脚螺栓安全。5.1.4单立柱LZ063和LZ070底盘螺栓校核螺栓为M30的螺栓，共8个螺栓，分布半径245mm；弯矩和扭矩影响较大，故以其较大值为参照，提取数据；提取极限工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）地震LZ063风载地震LZ070风载N负值时，螺栓受拉。提取极限工况8级地震、12级风载时底座柱脚各方向所产生的最大载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）各项载荷竖直均过小，直接跳往运行工况校核提取运行工况中载荷较大柱脚的载荷：序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）LZ063LZ070N负值时，螺栓受拉。提取运行工况底座柱脚各方向所产生的最大载荷：109页共页 赵九峰序号F水平力（kN）N竖直力（kN）M弯矩（kNm）T扭矩（kNm）1N竖直载荷，受压；2F侧向载荷由预埋件承受；3T扭矩，由摩擦力平衡，取钢对混凝土摩擦系数0.2，需要的正压力为：5.05F13kNN0.280.2454M弯矩：Mrmax49.880.245F25.4kN42222rr...r80.24512n可求得螺栓最大轴向受力为F=20004kN；平衡侧向力和扭矩，单个螺栓所需预紧力取F30kN＞13kN，相对刚度系e数取0.25，所需残余预紧力为F"35kN＞F；e则螺栓的最大拉伸力为F0FF"25.43560.4kN螺栓所需预紧力F"F0.25F60.40.2525.454kN，约324Nm；0螺栓拉应力为：1.3F01.3460400145MPa22d/426.2111Q345B的屈服强度为295MPa，故地脚螺栓安全。5.2刹车机构固定螺栓强度校核此处为8个8.8级M12的高强螺栓，刹车力00000N，螺栓组承受的横向力；平衡此横向力单个螺栓所需预紧力(钢与钢摩擦因数μ取0000)：KR1.510000F12.5KN1mz0.1518110页共页 赵九峰查《机械设计手册》第五版第2卷表5-1-62，相对刚度系数0000，所需残余预紧力为F20kNF12.5kN；11.3F1.34201000螺栓拉应力为：308MPa400MPa，22d410.361故螺栓安全（8.8级M12螺栓的保证载荷为00.9kN，故螺栓安全系数为00）。6重要焊缝疲劳强度校核对各处重要焊缝按照“GB50017-2003钢结构设计规范”7.1.3节内容进行计算。焊接采用16Mn结构钢焊条0006，其抗拉强度取为00Mpa，Q235B结构钢焊条002其抗拉强度取000MPa；。GB50017-2003规定为正面角焊缝强度设计f增大系数，承受静力载荷和间接承受动载荷，取0022；承受动载荷取0。ff为了保证足够安全，在下列计算中均取0，同时考虑到可能存在的焊接缺陷，f取0.0的削弱系数。111页共页'