40米架桥机详细计算书

1、40 米架桥机计算书1、架桥机概况架桥机由主梁总装、前支腿总装、中托总装、后托总装、提升小 车总装、后支腿总装、液压系统及电控部分组成，可完成架桥机的过 孔，架梁功能， 架桥机的高度可由安装于前支腿、后托的液压系统调 节，整个架桥机的所有功能可由电控系统控制完成。2、架桥机的结构计算2.1、架桥机主梁的承载力计算 计算架桥机主梁承载力，要分别考虑架桥机的三个情况。a 过孔过孔时计算主梁上、下弦的强度，此工况，梁中的弯矩，可能是 主梁所承担的最大弯矩，所以校核此状态时可计算主梁的强度。b 架中梁此工况时，前提升小车位于主梁 41 米的跨中，弯矩可能出现最大 值c 架边梁当提升小车偏移架桥机主梁一

2、侧时，此侧主梁中的剪力最大，所 以应校核主梁腹杆的强度及稳定性。2.1.1主梁上下弦杆的强度计算2.1.1.1 过孔时，当架桥机前支腿达到前桥台，尚未支撑时悬臂端 根部的最大弯矩（如图）M max=717t ·m架中梁时，当提升小车位于主梁 41米的跨中时， 梁中的最大弯矩（如图）M max=477t ·m 此较两处的弯矩可知过孔时的弯矩是主梁承受的最大弯矩，也是 控制弯矩，按此弯矩来校核主梁上、下弦的强度截面几何参数如表所示：主梁的正应力 :4 -9max=M max/WX=717×104/46812866.6441 ×10-9=153MP<a

3、=170Mpa主梁上、下弦采用 Q235B 钢材其许用应力为 170Mpa 所以过孔时主梁是安全的 。2.1.1.2 架中梁时，主梁的最不利位置在跨中 , 梁中的最大弯矩M max=477t ·m主梁的正应力 :4 -9max=M max/WX=477×104/46812866.6441 ×10-9=102MPa< =170Mpa主梁上、下弦采用 Q235B 钢材其许用应力为 170Mpa工作应力小于 Q235B 的许用应力，满足强度条件，所以架中梁时， 弦杆是安全的。2.1.2 弦杆的接头销板及销轴的强度计算2.1.2.1 考虑销板及销轴的重要性，将销板放

4、在最不利的位置。设销板位于过孔时的悬臂端的根部，尺寸如图所示，材质 Q235。销板、销轴所承受的最大轴力为Nmax=285t销轴材质为 45#钢，销轴的工作直径 50mm，销轴的布置如图所2.1.2.2上弦单块销板的轴力为： Nmax上= Nmax /4=71.25t上弦单块销板的面积为-6 2A 上 =8136x10 m 销板的工作应力为销板上= Nmax上/A 上=71.25×104/8136x10-6=87.57Mpa<=170Mpa 上弦销板满足抗拉强度。2.1.2.3下弦单块销板的轴力为： Nmax下= Nmax/4=71.25t 下弦单块销板的面积为-6 2A 下

5、=6600x10 m 销板的工作应力为销板下 = Nmax下/A 下=71.25 ×104/ 6600x10-6 =108< =170Mpa 下弦销板满足抗拉强度。2.1.2.4上弦单根销轴所承担的剪力为F 上 =285t/3=95t销轴中的工作剪力为= (F上/8×104)/(3.14/4 ×502×10-6)=60.5Mpa<=110Mpa45#钢许用剪应力 =110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件 .2.1.2.5下弦单根销轴所承担的剪力为F 上 =285t/6=47.5t销轴中的工作剪力为=(F下/4 ×104)/ (3.1

6、4/4 ×502×10-6)=60.5Mpa<=110Mpa45#钢许用剪应力 =110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件 .2.1.3 腹杆的强度计算架边梁时，提升小车不位于架桥机的中心，而是偏移架桥机主梁 的一侧，此侧主梁承担的剪力最大，而剪力是由腹杆承担的，设计腹 杆时，将它放在最不利位置。取卷扬小车偏移一侧的主梁为研究对象，由平衡方程可求解，前 支及中托处的反力N中=110tN前=95t主梁中的最大剪力发生在中托附近及前支附近， 所以腹杆选用 12#槽钢对扣，在中托附近及前支附近加强，打花撑旨在增加抗剪面积。主梁中的最大剪力为 N中 =110t腹杆所受的轴力可根

7、据平衡方程求出， F 腹杆 =115t此轴力由八根 12#槽钢承担， 腹杆的截面面积为 A 腹杆 =15.366 × 8 cm2腹杆的工作应力为F腹杆 腹杆 = 腹杆 =A腹杆115 10415.316165 81010 4 =93.55Mpa<=170 Mpa腹杆满足强度条件。2.1.4 主梁的刚度计算fc=pl3/48EIx=32×41003/48 ×2100×6249466,1818=3.5cm<4100/600=3.83cm主梁的刚度满足要求。2.1.5 结论经上面对主梁弦杆、 销板、销轴及腹杆的强度、 刚度及稳定分析， 可知，架桥机

8、主梁可安全承载，主梁是安全的 。2.2 前支、中托部分的强度计算2.2.1前支腿的强度计算计算前支腿的强度时，将前支腿放在其最不利的工作状况，既架 设边梁时，提升小车偏移一侧主梁，此时前支腿受力最大， 所受的最大轴向力为： N前 =95t2.2.1.1前支腿立柱强度计算前支腿立柱选用箱型截面如图：材质为 Q235B，由无缝钢管 325*12 及四周 12mm 厚钢板焊接而成。截面几何参数如表所示：前支= N前 =A前495 1095 10 4 =45.3Mpa< =170 Mpa209.538 10 4前支腿立柱的工作应力为：支腿立柱满足强度条件2.2.1.2前支腿下横梁强度计算如图下横

9、梁由钢板组焊而成， W 前 x=4821.6cm3工作应力=M前下横梁 =W前X= 95 104 0.364821.6 10 6=59.1Mpa< =170 Mpa2.2.1.3前支腿定位销轴计算前支腿定位销直径 80，材质为 45#钢销轴的受剪面积为 A=100.5 cm2销轴中的工作剪力为 Fs= 95t销轴中的工作剪应力为：Fs=As495 104100.5 10=94.5Mpa< =110 Mpa从以上计算中可知，前支腿各部分满足强度条件，可安全承载2.2.2中托部分的强度计算2.2.2.1中托弯梁强度计算如图弯梁截面：W 弯 x=5945.213cm3工作应力M 弯55

10、104 0.3弯梁=6 =28.3Mpa< =170 MpaW弯 X 5836.266 10 6中托弯梁满足强度条件。2.2.2.2中托反托轮箱的连接铰座销轴计算选用 80 的销轴，材质 45#钢受剪面积为 A=1/4× 802×2=10048×10-6 m2 工作剪力为 Fs= 55t工作剪应力：Fss=As455 10410048 10=54.7Mpa<连接铰座的耳板选用 30 的钢板，受挤压面积Ac=2 ×30×80×10-6=4800×10-6 m2工作挤压应力Fcc=Ac55 1046 4800 10

11、6=114.6Mpa<c=220 Mpa中托连接铰座可安全承载2.3 提升小车横梁的强度计算架设中梁时，提升小车所承受的弯距最大，其值为Mmax=193t.m小车横梁截面为箱型双梁如图截面 Wx=14011cm3工作许用应力M max max=WX4193 10414011 10=137.7Mpa< =170 Mpa提升小车可安全承载3. 结论经过对架桥机的主要受力构件的强度进行计算，可知均满足相应 的强度条件及稳定条件，所以可按计算中的各截面尺寸设计架桥机。 架桥机在不同的工况下均可安全工作。4. 天车电机、减速机的选择 :4.1 横移小车电机、减速机的选择V=2.3m/min;

12、 车轮 500;大、小齿轮齿数分别为 :59、17; f=(80+4.8)×(2%+2)+1×1.6×250×(1.7×2)/104=2.44t P =f ×10× (2.3/60)/(0.9× 2)× 2.2=1.14KW注： 2.2 为放大系数。经综合考虑 :选择电机型号 :ZD122-4/1.5KW;转速 :1380转/min 减速机速比的选择 :i=1380×17/59×3.14×.5/2.3=249.7查减速机型号 :BLED2718-253 速比4.2 纵移小车电

13、机、减速机的选择V=4.8m/min; 车轮 500;大、小齿轮齿数分别为 :59、17; f=(80+14)×(2%+2)+1×1.6×250×(1.7×2)/104=2.644t P =f ×10× (4.8/60)/(0.9× 2)× 2.2=2.58KW注： 2.2 为放大系数。经综合考虑 :选择电机型号 :YEZ112S-4/3.0 KW;转速:1380 转/min 减速机速比的选择 :i=1380×17/59×3.14×.5/1.8=119.7-! 查减速机型号

14、:BLED2718-121 速比5. 钢丝绳的选择根据单个小车起重量 80t，选择 5t 卷扬机，滑轮组倍率 16。钢丝绳所受最大静拉力Smax=80/16=5tn 绳 =4所选钢丝绳的破断拉力应满足S 绳 /Smax n 绳S 绳= Smax×n 绳 /0.824 =5×104×4/0.82=235294N<329500N查钢丝绳产品目录 ,可选钢丝绳 18× 19-22-1700, 所以符合全使用 要求.6. 大车运行机构的验算6.1. 纵移机构电机的选择V=4.8m/minf=93.5 × (2%+2 )+1 × 1.6

15、× 250 × (1.264 × 2.17+3.2 ×0.5 ×2+.42 × 1.1 ×2+0.4×27)/ 104=2.75t所需单个电动机功率 :P=2.75×10×(4.8/60)/(0.9 ×4) ×2.2=1.34KW注： 2.2 为放大系数。综合考虑后 ,最终选择电动机为： ZD 122-4/1.5KW;转速:1380 转/min 减速机的选择 :电机转速 :n=1380 转/min; 车轮直径为 : 500; 小齿轮与大齿轮 的齿数分别为 17,59故减速机速

16、比 :i =1380 ×17/59 ×3.14 ×0.5 /4.8=119.6查减速机型号为 :BLED2718-121速比6.2. 横移机构电机的选择V=2.3m/minf=355.8 × (2%+2)+3.8=11.63t所需单个电动机功率 :P=11.63×10×(2.3/60)/(0.9 ×4) ×2.2=2.72KW注： 2.2 为放大系数。综合考虑后 ,最终选择电动机为： YEZ112S-4/3.0KW;转速 :1380 转 /min减速机的选择 :电机转速 :n=1380 转/min; 车轮直径为 :

17、 500; 小齿轮与大齿轮 的齿数分别为 17,59故减速机速比 :i =1380 ×17/59 ×3.14 ×0.5 /2.3=249.7查减速机型号为 :BLED2718-253速比7. 各机构制动力矩校核：7.1.提升机构 满载时卷筒钢丝绳上的拉力为 5t,卷筒直径 377mm,扭矩 M=PR=5x0.1885 =1.0556tm=10556Nm 卷扬机钢丝绳平均绳速 v=9m/min=0.15m/s 取动载系数 2=1+0.7v=1+0.7x0.15=1.105 此时最大扭矩 Mmax= 2M=1.105x1055611664Nm 减速器传动比 139 ,

18、 YWZ-300/45 制动器制动力距 630Nm 实际传到高速轴上的力矩 :M1=11664/139=83.9Nm < 630Nm 安全系数 =630/83.9=7.5，安全可靠。7.2. 天车横移制动ZD122-4/1.5KW 电动机，制动力矩 8.1x2=16.2Nm扭矩 M=PR=(104.8x0.015)x0.25 0.393 tm=3930Nm减速器速比 253，大小齿轮数比 59/17=3.47实际 传 到 高 速 轴 上 的 力 矩:M1=3930/(253x3.47)=4.47Nm < 16.2Nm安全系数 =16.2/4.47=3.6 ，安全可靠。7.3. 天车纵移制动YEZ112S-4/3.0KW 电动机，制动力矩 43x2=86Nm扭矩 M=PR=(114x0.015)x0.25 0.4275tm=4275Nm减速器速比 121，大小齿轮数比 59/17=3.47实际传到高速轴上的力矩 :M1=4275/(121x3.47)=10.2 Nm < 86Nm 安全系数 =86/10.2=8.4 ，安全可靠。7.3. 大车纵移制动ZD122-4/1.5KW 电动机，制动力矩 8.1x4=32.4Nm扭矩 M=PR=(93.5x0.015)x0.25 0.3506tm=350