米架桥机计算书.doc

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、提高小车总装、后支腿总装、液压系统及电控部分组成，可完毕架桥机的过孔，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毕。
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，也许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，前提高小车位于主梁41米的跨中，弯矩也许出现最大值
c架边梁
当提高小车偏移架桥机主梁一侧时，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，当架桥机前支腿达成前桥台，尚未支撑时悬臂端根部的最大弯矩（如图）
M=717t·m
架中梁时，当提高小车位于主梁41米的跨中时，梁中的最大弯矩(如图)

M=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
M=717t·m
主梁截面如图：
上弦是两根工字钢32b，中间加焊10mm芯板。
下弦是四根槽钢25a，中间加焊8mm芯板。

截面几何参数如表所示：

主梁的正应力:
σmax=M/WX=717×104/46812866.6441×10-9
=153MPa＜［σ］=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=477t·m
主梁的正应力:
σmax=M/WX=477×104/46812866.6441×10-9
=102MPa＜［σ］=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φ50mm，销轴的布置如图所示。
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
A上=8136x10-6m2
销板的工作应力为
σ销板上= Nmax上/A上=71.25×104/8136x10-6=87.57Mpa<［σ］=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
A下=6600x10-6m2
销板的工作应力为
σ销板下= Nmax下/A下=71.25×104/6600x10-6=108<［σ］=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
τ= （F上/8×104）/（3.14/4×502×10-6）=60.5Mpa<［τ］=110Mpa
45#钢许用剪应力［τ］=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
τ=（F下/4×104）/（3.14/4×502×10-6）=60.5Mpa<［τ］=110Mpa
45#钢许用剪应力［τ］=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，提高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=110t
N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，打花撑旨在增长抗剪面积。
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
σ腹杆===93.55Mpa<[σ]=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
主梁的刚度满足规定。
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，提高小车偏移一侧主梁，此时前支腿受力最大，
所受的最大轴向力为：N前=95t
2.2.1.1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φ325*12及四周12mm厚钢板焊接而成。

截面几何参数如表所示：

前支腿立柱的工作应力为：
σ前支===45.3Mpa<[σ]=170 Mpa
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

下横梁由钢板组焊而成，W前x=4821.6cm3
工作应力σ下横梁===59.1Mpa<[σ]=170 Mpa
2.2.1.3前支腿定位销轴计算
前支腿定位销直径φ80，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：
τ===94.5Mpa<[τ]=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σ弯梁===28.3Mpa<[σ]=170 Mpa
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φ80的销轴，材质45#钢
受剪面积为A=1/4π×802×2=10048×10-6 m2
工作剪力为Fs= 55t
工作剪应力：
τs===54.7Mpa<[τ]
连接铰座的耳板选用δ30的钢板，受挤压面积
Ac=2×30×80×10-6=4800×10-6 m2
工作挤压应力
σc===114.6Mpa<[σc]=220 Mpa
中托连接铰座可安全承载
2.3 提高小车横梁的强度计算
架设中梁时，提高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σmax===137.7Mpa<[σ] =170 Mpa
提高小车可安全承载
3.结论
通过对架桥机的重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;车轮φ500;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 纵移小车电机、减速机的选择
V=4.8m/min;车轮φ500;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: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=5t
n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/0.82
=5×104×4/0.82
=235294N<329500N
查钢丝绳产品目录,可选钢丝绳18×19-22-1700,所以符合全使用规定.
6.大车运营机构的验算
6.1.纵移机构电机的选择
V=4.8m/min
f=93.5×(2%+2‰)+1×1.6×250×(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：ZD122-4/1.5KW;转速:1380转/min
减速机的选择:
电机转速:n=1380转/min;车轮直径为:φ500; 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 /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/min
f=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:φ500; 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.提高机构
满载时卷筒钢丝绳上的拉力为5t,卷筒直径Φ377mm,
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Φ2=1+0.7v=1+0.7x0.15=1.105
此时最大扭矩Mmax=Φ2M=1.105x10556≈11664Nm
减速器传动比139 , 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=3506Nm
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=3506/(121x3.47)=8.4Nm ＜32.4Nm
安全系数=32.4/8.4=3.8，安全可靠。
7.4大车横移制动
采用YEZ112S-4型3.0kw电动机，制动力矩43x4=172Nm
扭矩M=PR=(358x0.015)x0.25= 1.3425 tm=13425Nm
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=13425/(253x3.47)=15.3Nm ＜172Nm
安全系数=172/15.3=11.2 ，安全可靠。